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T Equation Chapter 1 Section 1

Trabajo Fin de Grado

Grado Ingeniería de las tecnologías Industriales

DIAGNÓSTIVO DE DAÑO EN TURBINAS DE

VAPOR

Dep. Ingeniería Mecánica y Fabricación

Escuela Técnica Superior de Ingeniería

Universidad de Sevilla

Autor: Víctor Domínguez García

Tutor: Aída Estevez Urra

Sevilla, 2017

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2 DIAGNÓ STIVÓ DE DAN Ó EN TURBINAS DE VAPÓR

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Trabajo Fin de Grado

Grado Ingeniería de las tecnologías Industriales

DIAGNÓSTIVO DE DAÑO EN TURBINAS DE

VAPOR

Autor:

Víctor Domínguez García

Tutor:

Aída Estevez Urra

Profesor titular

Dep. Ingeniería Mecánica y Fabricación

Escuela Técnica Superior de Ingeniería

Universidad de Sevilla

Sevilla, 2017

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Trabajo Fin de Grado: DIAGNÓSTIVO DE DAÑO EN TURBINAS DE VAPOR

Autor: Víctor Domínguez García

Tutor: Aída Estevez Urra

El tribunal nombrado para juzgar el Trabajo arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros:

Presidente:

Vocales:

Secretario:

Acuerdan otorgarle la calificación de:

Sevilla, 2017

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El Secretario del Tribunal

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A mi familia

A mis maestros

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Agradecimientos

Agradecer la ayuda constante de mis amigos y familia, sin cuyo apoyo incondicional esto no habría sido

posible. A cada uno de los componentes de Ingtecno S.L., Jesús, Luz María, Michael, Fernando, Francisco,

Rafael y Mariana, por su increíble acogida y dedicación hacia mi persona, así como su implicación en el

presente proyecto.

Por último, agradecer todo el esfuerzo realizado por mi tutora Aida Estévez, cuya ayuda e introducción al

mundo del mantenimiento ha sido esencial para la elaboración de este trabajo.

Muchas gracias.

Víctor Domínguez García.

Sevilla, 2017.

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Índice

Agradecimientos

Índice

Índice de tablas

Índice de figuras

1. Introducción

1.1. Estado actual

1.2. Objetivos

1.3. Tareas a desarrollar

2. Mantenimiento predictivo y análisis de vibraciones

2.1. Introducción

2.2. Mantenimiento predictivo

2.3. Análisis de vibraciones

2.3.1. Las señales

2.3.2. Parámetros

2.4. Normativas

2.5. Otras técnicas

2.5.1. Termografía

2.5.2. Inspecciones boroscópicas

2.5.3. Ultrasonidos

2.5.4. Análisis de aceite

3. Turbinas de vapor

3.1. Conceptos termodinámica

3.2. Definiciones. Tipos

3.3. Componentes de la turbina de vapor

3.3.1. Carcasa

3.3.2. Rotor

3.3.3. Álabes

3.3.4. Cojinetes

3.3.5. Diafragmas

3.3.6. Válvulas

3.3.7. Toberas

3.3.8. Virador

3.3.9. Regulador de potencia

3.3.10. Sistema de lubricación

3.4. Modos de fallo asociados a turbinas de vapor

3.4.1. Desequilibrio

3.4.2. Eje curvado

3.4.3. Desalineamiento

3.4.4. Engranajes

3.4.5. Rodamientos de bolas o rodillos

3.4.6. Holguras excesivas

3.4.7. Sujeción a bancada

3.4.8. Torbellinos de aceite

3.4.9. Pulsación de presión

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3.4.10. Problemas hidráulicos (cavitación, turbulencia, …etc.)

3.4.11. Problemas eléctricos

4. Diagnóstico de daños en turbina de vapor

4.1. Introducción

4.2. Análisis de vibraciones

4.2.1. Monitorización de parámetros y dinámica de máquinas

4.2.2. Fallos detectables por vibración en máquinas rotativas

4.2.3. Instrumentación

5. Análisis de caso real

5.1 Medida de vibraciones

5.2 Análisis de vibraciones

6. Conclusiones y trabajos futuros

7. Bibliografía

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Índice de tablas

Tabla 2.1- Sensores empleados en la medición de vibraciones.

Tabla 2.2.- Normativas empleadas en el análisis de vibraciones.

Tabla 2.3.- Parámetros y magnitud de vibración según ISO 10816-1.

Tabla 2.4.- Límites entre zonas de vibración según clase.

Tabla 2.5.- Límites de zonas según grupo de máquinas.

Tabla 3.1.- Modos de fallo.

Tabla 4.1.- Principales problemas eléctricos.

Tabla 4.2.- Fallos posibles relacionados con rodamientos.

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Índice de figuras

Figura 2.1.- Tipos de mantenimiento.

Figura 2.2.- Curvas de probabilidad de fallo.

Figura 2.3.- Tipos de señales.

Figura 2.4.- Relación entre dominio temporal y frecuencial.

Figura 2.5.- Representación misma señal en ambos dominios.

Figura 2.6.- Espectro asociado a cada componente del activo.

Figura 2.7.- Puntos de medida establecidos para diferentes tipos de máquinas.

Figura 2.8.- Zonas de evaluación.

Figura 2.9.- Cámara termográfica.

Figura 2.10.- Inspección boroscópica.

Figura 2.11.- Medida por ultrasonidos y forma de onda.

Figura 3.1.- Ciclo ideal de un gas.

Figura 3.2.- Turbina de vapor.

Figura 3.3.- Estructura de la carcasa.

Figura 3.4.- Rotor con dos escalonamientos de velocidad y tres etapas de reacción.

Figura 3.5.- Tipos de fijación álabes móviles.

Figura 3.6.- Rodamientos magnéticos.

Figura 3.7.- Cojinete de fricción SHR de SKF.

Figura 3.8.- Rodamiento de bolas rígido SKF 6 210.

Figura 3.9.- Diafragma.

Figura 3.10.- Estructura válvula de parada.

Figura 3.11.- Virador en una turbina de vapor.

Figura 3.12.- Consumo total y específico de vapor para una turbina de 50 MW.

Figura 3.13.- Aceite lubricando entre superficies.

Figura 3.14.- Bandas frecuenciales en el espectro.

Figura 3.15.- Desfase entre puntos.

Figura 3.16.- Tipos de desequilibrio.

Figura 3.17.- Tipos de desalineación.

Figura 3.18.- Caso de eje doblado.

Figura 3.19.- Conjunto de engranajes.

Figura 3.20.- Esquema representativo de rodamientos.

Figura 3.21.- Posición del eje originando altas presiones.

Figura 3.22.- Erosión provocada por cavitación en válvula de mariposa.

Figura 4.1.- Puntos medición en máquinas.

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Figura 4.2.- Espectro de desequilibrio.

Figura 4.3.- Fases de tipos de desequilibrio.

Figura 4.4.- Espectro en axial reflejando eje doblado cerca del centro del eje.

Figura 4.5.- Espectro con predominio del 2x RPM.

Figura 4.6.- Espectro con RBPF y bandas laterales al 2xFL, síntomas de barras del rotor dañadas.

Figura 4.7.- Espectros con multitud de armónicos y bandas laterales a la velocidad de giro.

Figura 4.8.- Espectro reflejando predominio del 1x RPM y 2x RPM.

Figura 4.9.- Filtro PeakVue visualizando BPFI.

Figura 4.10.- Espectro reflejando frecuencia BPFO dominante.

Figura 4.11.- Waterfall visualizando modo de fallo Oil whip.

Figura 4.12.- Vista planta del Waterfall en rampa de arranque.

Figura 4.13.- Comparativa espectros con levantamiento de base provocado por resonancia.

Figura 4.14.- Sonsa de desplazamiento junto a transductor.

Figura 4.15.- Velocímetro y acelerómetro de CTC.

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Capítulo 1. Introducción

1.1 Estado actual

El proyecto se desarrolla dentro de las tareas de mantenimiento predictivo que lleva a cabo la empresa INGTECNO S.L. en plantas termosolares (específicamente en turbinas de vapor).

En las centrales termoeléctricas se genera electricidad a partir de la energía recogida en un fluido que se calienta mediante unos campos solares de alta concentración. Ese fluido caliente puede efectuar directamente el ciclo de conversión termodinámica. En otros casos, el fluido calentado por el campo solar intercambiará su energía con los fluidos que se utilizarán en las turbinas o con otro fluido, como es el caso de los sistemas que utilizan aceites térmicos como fluido primario y que posteriormente entregarán su energía al vapor que moverá la turbina o las sales fundidas que se utilizarán como sistema de funcionamiento.

Dentro de las ventajas de la energía termosolar se pueden mencionar las siguientes:

- Gestionable y se puede almacenar.

- Limpia, segura y renovable.

- Generadora de empleo.

- Reduce la dependencia energética.

- Ofrece oportunidades para muchas regiones del planeta.

España es hoy líder mundial tanto en potencia instalada como en capacidad tecnológica, y las empresas del sector solar termoeléctrico está comenzando a participar en ambiciosos proyectos en muchas regiones del mundo. Un liderazgo que se ha logrado gracias a un esfuerzo continuado en I+D dentro del sector ya desde finales de los años 70, y que perdura hasta hoy. Actualmente España cuenta con 50 centrales en operación que suman 2 300 MW de potencia.

Para este tipo de plantas, los programas de mantenimiento inicialmente fueron realizados en base a recomendaciones de los fabricantes del equipo. Sin embargo, continuaban presentándose fallos en los equipos entre las intervenciones programadas, por lo que se requiere identificar las causas que están provocando estos fallos para controlarlos y/o eliminarlos, obteniendo más confiabilidad en el desempeño del equipo, y prolongando el periodo entre las intervenciones de las frecuencias programadas. El mantenimiento basado en condición (CBM) proviene de que la reparación o reemplazo preventivo de los componentes de la maquinaria sería oportuno si se realizaran justo antes de que aparezca un fallo. El objetivo es obtener la máxima vida útil de cada activo físico antes de ponerlo fuera de servicio. Para ello se usan diferentes técnicas, con el fin de detectar los posibles fallos, como el análisis de vibraciones, análisis termográfico (a cuadros, centros de transformación, etc.), análisis por boroscopia (bombas HFT, etc.), ultrasonidos (rodamientos, espesores, etc.) y análisis de aceites. [6]

El objetivo del mantenimiento basado en condición es disponer de la máxima cantidad de datos objetivos sobre el activo, para poder identificar los posibles modos de fallos que generen incidentes o pérdida funcional no deseadas antes de que aparezcan; para ello utilizan el análisis y correlación de las tendencias de todos los datos registrados.

Por las características de las turbinas de vapor son susceptibles de ser monotorizadas, pudiendo llevar un control de los parámetros más importantes de las mismas y discernir los posibles problemas que se encuentren presentes en la misma comparándolas con los valores de línea base o referencia. En la implantación del análisis de vibraciones en una planta, en la primera medida se toman de referencia los valores estipulados en la normativa mientras que en las siguientes medidas se tomarán como referencia el

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histórica de medidas, es decir, la tendencia que presente el activo, teniendo siempre presente la normativa.

INGTECNO S.L. lleva a cabo todo tipo de técnicas para el correcto mantenimiento predictivo, aumentando la disponibilidad y reduciendo los costes de mantenimiento. Realiza las técnicas y el know-how necesario para la mejora y optimización de los procesos industriales. Además, realiza acciones correctivas de precisión para alargar la vida útil de los componentes y aumentar la disponibilidad y seguridad.

1.2 Objetivos

El objetivo de este proyecto es establecer las pautas para implantar un sistema de mantenimiento predictivo basado en el análisis de vibraciones que permita un correcto diagnóstico de los activos estudiados para predecir el fallo antes de que éste tenga lugar.

1.3 Tareas a desarrollar

Las tareas a desarrollar consistirán en la caracterización del comportamiento dinámico de esta máquina, la turbina de vapor. Se establecerán además los parámetros de vibración según los modos de fallo, así como niveles de alarma y daño.

Para poder elaborar el diagnóstico de la turbomáquina en el caso práctico se realizarán diversas tares de manera previa.

Se procederá a la configuración del colector de vibraciones según las características de la turbina de vapor objeto de estudio, obteniendo de este modo una correcta visualización del comportamiento dinámico del activo.

Una vez ejecutada esta acción, será viable la grabación de las señales emitidas por los sensores ubicados en el equipo, realizando las medidas en rampa de subida (arranque de la turbina), régimen permanente (a máxima carga) y en rampa de bajada (parada de la turbina).

Obtenidos los datos correspondientes se llega a la clave del presente proyecto, el análisis de vibraciones y el diagnóstico del activo, estableciendo los niveles de alarma y daño.

Finalmente, evidenciados los posibles fallos se recomendarán las distintas acciones necesarias para la mejora del activo.

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Capítulo 2. Mantenimiento predictivo por análisis de vibraciones

2.1 Introducción

En este capítulo se habla sobre el tipo de mantenimiento que se está imponiendo con fuerza como el modelo a seguir a la hora de realizar un mantenimiento efectivo en cualquier planta, el mantenimiento predictivo. Dentro del mantenimiento predictivo, la técnica más desarrollada es el análisis de vibraciones, la que será tratada brevemente para desarrollarla en los próximos capítulos. Dentro del análisis de vibraciones se indicarán cuáles son los parámetros a tener en cuenta para realizar un correcto estudio de los datos obtenidos en la captación de vibraciones.

Por último, se expondrán las normativas en relación con el análisis de vibraciones, las cuales hay que tener muy en cuenta a la hora de realizar un correcto diagnóstico de las máquinas estudiadas.

En la Figura 2.1. se pueden observar los tipos de mantenimiento, así como sus respectivas definiciones.

Figura 2.1. Tipos de mantenimiento.

2.2 Mantenimiento predictivo

El mantenimiento predictivo es un tipo de mantenimiento que relaciona una variable física con el desgaste o estado de una máquina. Se basa en la medición, seguimiento y monitoreo de parámetros y condiciones operativas de un equipo o instalación. A tal efecto, se definen y gestionan valores de pre-alarma y de actuación de todos aquellos parámetros que se considere necesario medir y gestionar.

En él se aplican técnicas no destructivas para predecir cuándo se requiere operaciones de reparación o cambio de piezas en las máquinas. Dentro de estas técnicas están el análisis de aceite, medición por ultrasonidos, inspecciones boroscópicas o termografías, por ejemplo, pero la técnica a destacar en este ámbito es, sin lugar a duda, el análisis de vibraciones.

La información más importante que arroja la monitorización de los equipos es la tendencia de los valores medidos, ya que es la que permitirá calcular o prever, con cierto margen de error, cuando un equipo fallará.

A la hora de inspeccionar las máquinas se debe conocer cuándo es más probable que éstas fallen, pues habría un ahorro significativo en cuanto a tiempo y dinero si se evita medir en el periodo de menos probabilidad de fallo y se aumentan las inspecciones en el período de mayores probabilidades. [9]

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Por ello, existen una serie de curvas de probabilidad en las que, según el tipo de máquina y la complejidad de sus elementos, se puede conocer la posibilidad de fallo en cada periodo. Se distinguen hasta 6 tipos de curva/comportamiento que se muestran en la figura 2.2.

Cuando se monitoriza una variable física relacionada con el estado de la máquina, se buscan alguno de los siguientes objetivos:

- Vigilancia. Cuando se mide una variable física se busca que la técnica predictiva empleada indique la

existencia de un problema. Debe distinguir entre condición buena o mala para funcionar o incluso, si es

mala, indicar cuán mala es. Es el caso de la monitorización en continuo de las vibraciones de una turbina

de vapor.

- Protección. Su objetivo es evitar fallas catastróficas. Una máquina está protegida si cuando los valores que

indican su condición llegan a valores considerados peligrosos la máquina se detiene automáticamente.

- Diagnóstico de fallos. Su objetivo es identificar cuál es el problema específico que presenta el equipo, no

sólo si existe un problema o no.

- Pronóstico. El objetivo es estimar cuánto tiempo más podría funcionar la máquina sin riesgo de un fallo

catastrófico.

A Conocida como “curva de la bañera”. Comienza con una incidencia de fallo alta (mortalidad infantil) seguida por una frecuencia de fallo que aumenta gradualmente o que es constante y luego por una zona de desgaste.

B Probabilidad de fallo constante o ligeramente ascendente, y termina en una zona de desgaste.

C Probabilidad de fallo ligeramente ascendente, pero no hay una edad de desgaste definida que sea identificable.

D Probabilidad de fallo bajo cuando la pieza es nueva o se acaba de comprar, luego un aumento rápido a un nivel constante

E Probabilidad constante de fallo en todas las edades (fallo aleatorio).

F Comienza con una mortalidad infantil muy alta, que desciende finalmente a una probabilidad de fallo que aumenta muy despacio o que es constante.

Figura 2.2 Curvas de probabilidad de fallo.[1]


El análisis de vibraciones está basado en la interpretación de las señales de vibración tomando como referencia los niveles de tolerancia indicados por el fabricante o por las normas técnicas y permite diagnosticar el estado de las máquinas y sus componentes mientras funcionan normalmente dentro de una planta de producción. Todas las máquinas generan vibraciones como parte normal de la actividad, sin embargo, cuando falla alguno de sus componentes, las características de estas vibraciones cambian, permitiendo bajo un estudio detallado identificar el lugar y el tipo de fallo que se está presentando, su rápida reparación y mantenimiento.

Esta técnica consiste, por tanto, en identificar las diferentes frecuencias aparecidas en el espectro y asociarlas a los componentes de la máquina para poder discernir la ubicación del problema para intentar solucionarlo antes de que se produzca el fallo.

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2.3.1 Las señales de vibración

Las señales de vibración son el objeto de estudio que permite caracterizar el comportamiento de las máquinas, permitiendo conocer su estado.

Atendiendo a la Figura 2.3, se diferencian dos tipos de señales, estacionarias y no estacionarias. Dentro de las estacionarias se encuentran las señales determinísticas (periódicas o casi periódicas) y las señales aleatorias, mientras que las señales no estacionarias pueden ser continuas o transitorias.

Figura 2.3 Tipos de señales.

Señales estacionarias: Son constantes en sus parámetros estadísticos en el tiempo. Si se observa una señal estacionaria durante unos momentos y después se espera una hora y se vuelve a observar, se vería igual, es decir, su nivel general sería casi lo mismo y su distribución de amplitud y desviación estándar serían casi lo mismo. La máquina rotativa generalmente produce señales de vibración estacionarias.

- Señales aleatorias: Son impredecibles en cuanto a su contenido de frecuencia y a su nivel de amplitud, pero tienen características estadísticas relativamente uniformes en el tiempo.

- Señales determinísticas: Son señales estacionarias que tienen un contenido de frecuencias y de nivel relativamente constante por un largo período de tiempo. Son generadas por maquinaria rotativa, instrumentos musicales y generadores de funciones eléctricas.

- Señales periódicas: Tienen formas de onda con un patrón que se repite a igual distancia en el tiempo, es decir, sus componentes son una serie de armónicos.

- Señales casi periódicas: Tienen formas de onda con una repetición variable en el tiempo. La mayoría de estas señales son una combinación de varias series armónicas.

Señales no estacionarias:

- Señales continuas: Como ejemplo de este tipo de señales se encuentran la vibración producida por una perforadora manual, y el sonido de fuegos artificiales.

- Señales transitorias: Son señales que empiezan y terminan al nivel cero y duran una cantidad de tiempo finita. Pueden ser muy breves o bastante largas. Ejemplos de este tipo de señales son el golpe de un martillo, el ruido de un avión que pasa o arrancada o parada de una máquina.

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Las capturas de las señales se realizan por medio de distintos sensores. Los sensores se colocan directamente sobre la máquina en aquellos puntos susceptibles a fallos, generalmente en partes no rotativas. Según la fuente de vibración que se quiera captar, se usan distintos transductores respondiendo a diferentes parámetros como se indica en la tabla 2.1.

Tabla 2.1 Sensores empleados en la medición de vibraciones.

Tipo de sensor Magnitud Frecuencia

Sensor proximidad Desplazamiento 0-600 Hz

Sensor velocidad Velocidad 10-2 000 Hz

Acelerómetro Aceleración Alta sensibilidad 0,2-500 Hz

Baja sensibilidad 5-20 000 Hz

Las señales recibidas serán posteriormente tratadas para proceder a su análisis en el dominio temporal o en el dominio de la frecuencia.

La transformada rápida de Fourier (FFT) es una herramienta útil para poder transformar señales en el dominio del tiempo al dominio de la frecuencia.

En el análisis temporal la vibración es una oscilación en posición como función del tiempo. La señal de un transductor también está en el dominio del tiempo y cuando se muestra en la pantalla de un osciloscopio se llama forma de onda. Es un complemento al análisis de frecuencia puesto que sirve para confirmar diagnósticos en aquellos casos que se observen espectros muy parecidos. Un caso útil en el uso del análisis de la forma de onda es la presencia de impactos repetitivos en un rodamiento con elementos rodantes.

En el análisis en frecuencia el espectro está conformado por una gráfica cuyo eje horizontal corresponde a la frecuencia y el eje vertical a cualquiera de los siguientes parámetros: desplazamiento, velocidad o aceleración. Las gráficas de estos tres parámetros son equivalentes entre sí, pero en alguna de ellas resulta más sencillo hacer su interpretación.

En este tipo de gráficas, la frecuencia es un indicativo de la causa que produce la vibración, mientras que la amplitud indica la gravedad del fallo.

En la figura 2.4 se observa la relación gráfica de una señal en el dominio del tiempo y en el dominio de la frecuencia, mientras que en la figura 2.5 se muestran dos señales representadas en ambos dominios.

Figura 2.4 Relación entre dominio temporal y frecuencial.

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Figura 2.5 Representación misma señal en ambos dominios.

A pesar de que la mayoría de problemas presentes en los activos son visibles en el espectro de una manera sencilla, existen varias situaciones en las que el recurso del dominio del tiempo (forma de onda) se convierte en esencial. Entre ellos están los siguientes:

Impactos vs. ruido aleatorio: Los impactos pueden ser causados por rodamientos con elementos rodantes. Si hay una gran cantidad de ruido externo, el espectro no tendrá un pico bien definido en la frecuencia del tono de rodamiento.

Truncado vs señal aplastada: En muchos casos de holgura, la forma de onda será aplastada por un lado. Esto resultará en armónicos en el espectro, pero otros tipos de distorsión de la forma de onda también producirán armónicos. La forma de onda proporciona una identificación rápida de este tipo de holguras, donde el movimiento está limitado en una dirección.

Eventos baja frecuencia: En ciertos casos, la señal de vibración podría tener una discontinuidad de vez en cuando. Cuando se transforma en el dominio de la frecuencia, su frecuencia será tan baja que no se podrá ver claramente en el espectro. Un ejemplo sería una caja de engranajes a baja velocidad que presente algún fallo, como un diente roto.

Impactos aleatorios: Una parte de la máquina está floja y está pegando algo, a un ritmo que no tiene relación con la velocidad de la máquina.

Pulsos en firmas de motores eléctricos: Se ven difícilmente en el dominio de la frecuencia porque se necesita un espectro de alta resolución.

2.3.2 Parámetros de vibración

A la hora de analizar un espectro en vibraciones, se estudiará la frecuencia a la que se está excitando y su amplitud. Su importancia recae en la información que conlleva, pues la frecuencia a la que se excita dará a conocer el fallo que se está produciendo en el equipo, mientras que la amplitud refleja la severidad del mismo.

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Los parámetros en los que se puede medir la amplitud de la vibración son:

Desplazamiento:

Es sencillamente la distancia desde una posición de referencia, o punto de equilibrio. Se mide en pulgadas o mm y es importante para reconocer patrones de falos que se presenta a muy baja frecuencia.

Velocidad:

Se define como la proporción de cambio en el desplazamiento. Se mide en mm/s y la convención es de usar el valor pico y permite reconocer la mayoría de los patrones de fallos incipientes.

Aceleración:

Es la proporción de cambio en la velocidad. Se mide en unidades G, es decir, la aceleración promedia debida a la gravedad en la superficie de la tierra. Permite reconocer patrones asociados a alta frecuencia.

Un aspecto a tener en cuenta es que cada componente de la máquina tiene una componente en frecuencia como se puede ver en la figura 2.6. Así, el espectro facilita el análisis con respecto al problema que padece la máquina.

Figura 2.6 Espectro asociado a cada componente del activo. [23]

Además de estos parámetros se debe tener en consideración la fase. Puede que en ocasiones se visualice un espectro propio de varios posibles problemas. Para conocer con exactitud el tipo de fallo, será necesario conocer el desfase entre los puntos de monitorización de la máquina.

Por tanto, para conocer el tipo de fallo que se está produciendo se deberá conocer la frecuencia generada, y en ocasiones el desfase entre los puntos de medida ayudará a discernir entre las distintas hipótesis planteadas.

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2.4 Normativas

Existen diversas normas para evaluar la severidad de vibraciones de máquinas. En la tabla 2.2. se indican algunas de las más empleadas.

Tabla 2.2. Normas empleadas en el análisis de vibraciones.

Organismo Código Año Descripción

ISO ISO 2372/2373 1974

Vibración mecánica de máquinas con velocidades de operación entre 10 y 200 rev/s. La ISO 2373 constituye una adaptación especial de la ISO 2372 para motores eléctricos, y se aplica a motores de corriente alterna trifásica y a motores de corriente continua con alturas de eje entre 80 y 400 mm.

ISO ISO 3945 1985 Medida y evaluación de la severidad de vibración en grandes máquinas rotativas, in situ con velocidades de operación entre 10 y 200 rev/s.

ISO ISO 2954 2012 Vibración mecánica en maquinaria rotativa y alternativa – Requerimientos para los instrumentos de medida de la severidad de vibración

ISO ISO 10816 1995 Vibración mecánica. - Evaluación de la vibración en una máquina mediante medidas en partes no rotativas. Reemplaza la ISO 2373 e ISO 3945.

ISO ISO 7919 1996 Vibración mecánica de máquinas no alternativas - Medidas en ejes rotativos y evaluación.

VDI VDI 2059 1981 Evaluación de vibraciones mecánicas de maquinaria rotativa. Basada en la ISO 2372. Reemplazada por la ISO 10816.

ANSI AS 2526 2003

Vibración mecánica. - Evaluación de la vibración en una máquina mediante medidas en partes no rotativas. Este estándar es idéntico y ha sido reproducido a partir de la ISO 10816-1:1995.

IEC IEC 34-14:1996 1996 Mechanical vibration of certain machines with shaft heights 56 mm and higher - Measurement, evaluation and limits of vibration severity.

AENOR UNE EN 60034-

14:1997 1997

Vibraciones mecánicas de determinadas máquinas con altura de eje igual o superior a 56 mm. Medición, evaluación y límites de la intensidad de vibración. Basada en la IEC 34-14, acaba de salir la revisión del 2004, denominada por AENOR UNE EN 60034-14:2004 y correspondiente a la norma IEC 60034-14:2003

BSI BS 7853 1996 Vibración mecánica. - Evaluación de la vibración en una máquina mediante medidas en partes no rotativas. Basada en la ISO 10816-1:1995.

API API 670 1993 Monitorización en tiempo real y la protección de maquinaria crítica.

La norma que será empleada en este proyecto es la ISO 10816 por lo que será tratada con más detenimiento a continuación.

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2.4.1 ISO 10816 Vibración mecánica. Evaluación de la vibración en una máquina mediante medidas en partes no rotatorias

Esta norma cuenta con las siguientes partes:

ISO 10816-1 Generalidades.

ISO 10816-2 Turbinas y generadores de vapor de más de 50 MW, con velocidades de operación de 1 500 rpm, 1 800 rpm, 3 000 rpm y 3 600 rpm.

ISO 10816-3 Máquinas industriales con potencia nominal por encima de 15 kW y velocidades de funcionamiento entre 120 y 15 000 rpm cuando son medidas in situ.

ISO 10816-4 Turbinas de gas con cojinetes de película.

ISO 10816-5 Máquinas hidráulicas fijas generadoras de potencia y plantas de bombeo.

ISO 10816-6 Máquinas alternativas con potencias superiores a 100 kW.

ISO 10816-7 Bombas rotodinámicas para aplicaciones industriales, incluyendo mediciones en partes rotativas.

ISO 10816-8 Sistemas de compresión alternativos.

ISO 10816-21 Aerogeneradores de eje horizontal con caja de cambios.

A continuación, se pasará a describir, a modo de ejemplo, la parte 1 que aborda las cuestiones más generales y la parte 3 por abordar el tipo de máquinas objeto de estudio en este proyecto.

ISO 10816-1. Generalidades.

La norma ISO 10816 da a conocer el procedimiento para la medición y evaluación de vibraciones midiendo en partes no rotativas de las máquinas. Aporta los criterios de evaluación para el control de funcionamiento y las pruebas de aceptación según la magnitud de vibración y la variación en la magnitud de vibración. Por último, se establecerán los límites de funcionamiento establecidos para este tipo de maquinaria, definiendo los parámetros y magnitud de la vibración como se comprueba en la tabla 2.3.

Tabla 2.3 Parámetros y magnitud de vibración según ISO 10816-1.

Parámetros de la medición Magnitud de la vibración

Desplazamiento (µm, mm): Es una cantidad vectorial que describe el cambio de posición de una cuerpo o partícula respecto a un sistema de referencia.

Velocidad (mm/s): Es un vector que especifica la derivada del desplazamiento en el tiempo.

Aceleración (mm/𝑠2,G’s): Es un vector que especifica la derivada de la velocidad en el tiempo.

Valor pico: es el valor máximo de una magnitud que varía durante cierto intervalo de tiempo.

Valor pico-pico: es la diferencia algebraica entre los valores extremos de una magnitud que varía durante cierto intervalo de tiempo.

Valor RMS o valor efectivo: está asociado a la potencia de la vibración.

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Se define la severidad de la vibración como el valor máximo de magnitud de vibración medido en la máquina y en sus condiciones de funcionamiento. Caracteriza el estado vibracional de la máquina.

En la figura 2.7 se mostrarán los puntos de medida para distintos tipos de máquinas.

Puntos de medida para cojinetes de pedestal.

Puntos de medida para máquinas eléctricas pequeñas.

Puntos de medida para máquinas verticales fijas.

Puntos de medida para cojinetes alojados.

Puntos de medida para motores alternativos.

Figura 2.7 Puntos de medida establecidos para diferentes tipos de máquinas

La norma ISO 10816 muestra la importancia de considerar la vibración ambiental. La vibración procedente del exterior puede afectar a la hora de interpretar los datos obtenidos, pudiendo amplificar la severidad real de una máquina. Por ello, será necesario tomar medidas de vibraciones con la máquina apagada y visualizar la posible influencia del ruido ambiental.

En relación a la instrumentación debemos tener en cuenta la magnitud a medir, desplazamiento (sonda de desplazamiento), velocidad (velocímetro) o aceleración (acelerómetro). Las condiciones ambientales (sol, día nublado, …etc.) influirán también en la elección de instrumentación.

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Criterios de evaluación

Un primer criterio tendrá relación con la magnitud de la vibración. Para ello compararemos los niveles de vibración con los límites definidos de magnitud absoluta de vibración según una carga dinámica aceptable sobre los cojinetes y una transmisión de vibración aceptable a la estructura soporte y los cimientos. Según la experiencia, se pueden establecer cuatro zonas de evaluación como se puede observar en la figura 2.8:

ZONA A Vibraciones de máquinas recién puestas en servicio.

Figura 2.8 Zonas de evaluación.

ZONA B Vibraciones de máquinas consideradas aceptables para un funcionamiento sin restricciones a largo plazo

ZONA C Vibraciones de máquinas consideradas insatisfactorias para un funcionamiento continuo a largo plazo.

ZONA D Vibraciones de máquinas consideradas suficientemente severas para causar daño a la máquina.

Como segundo criterio podemos tomar el cambio en la magnitud de la vibración, indicativo de que ha ocurrido un daño o alguna otra irregularidad, pudiendo tratarse además de una alarma de fallo inminente. Debemos de tener en cuenta que los puntos deben haber sido tomados en la misma posición que en medidas anteriores y bajo las mismas condiciones de operación.

Así, se establecen un par de límites de funcionamiento:

Alarma: La vibración ha alcanzado un valor definido o se ha producido un cambio significativo respecto al nivel de referencia. Puede ser necesaria una actuación, aunque el funcionamiento puede continuar por un tiempo mientras son llevadas a cabo las investigaciones para identificar las razones del cambio de la vibración y definir la actuación de reparación. Se establece según cada máquina e particular, la posición de medición y la dirección de medición.

Nivel de paro: Es la magnitud de vibración más allá de la cual, un funcionamiento posterior de la máquina puede causar daño. Están fijados a la integridad mecánica de la máquina y son dependientes de algunas características específicas de diseño, que han sido introducidas para permitir a la máquina resistir fuerzas dinámicas anormales.

En la tabla 2.4. se puede apreciar un criterio diferenciando según el tipo de clase y la zona para catalogar límites de vibraciones según velocidad.

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CLASE I Para partes individuales de motores y máquinas, íntegramente conectados a la máquina, funcionando en condiciones normales (p.e. motores de producción eléctrica de hasta 15 kW).

Tabla 2.4. Límites según clase y zona.

VELOCIDAD

RMS mm/s

CLASE

I

CLASE

II

CLASE

III

CLASE

IV

0,28

A

A

A

A

0,45

0,71

1,12 B

1,80 B

2,80 C B

4,50 C B

7,10

D

C

11,20

D

C

18,00

D 28,00 D

45,00

CLASE II Máquinas de tamaño medio (motores eléctricos con potencia de 15 a 75 kW) sin cimientos especiales, motores rígidamente montados o máquinas (hasta 300 kW) sobre cimientos especiales.

CLASE III Grandes grupos motrices y otras grandes máquinas con masas rotativas montadas sobre cimientos rígidos y duros que son relativamente rígidos en la dirección de la medición de la vibración.

CLASE IV Grandes grupos motrices y otras grandes máquinas con masas rotativas montadas sobre cimientos que son relativamente suaves en la dirección de la medición de la vibración (p.e. turbogeneradores fijos y turbinas de gas con potencias superiores a 10 MW).

ISO 10816-3. Máquinas industriales con potencia nominal de 15 kW y velocidades de funcionamiento entre 120 y 15 000 rpm cuando son medidas in situ.

Campo de aplicación

Esta parte de la ISO 10816 se aplica a máquinas fijas como, por ejemplo:

- Turbinas de vapor con potencias hasta 50 MW. - Turbinas de vapor fijas con potencias mayores de 50 MW y velocidades por debajo de 1 500 rpm o

por encima de 3 600 rpm. - Compresores rotativos. - Turbinas de gas industriales con potencias hasta 3 MW. - Bombas centrífugas, de flujo axial o mixto. - Generadores. - Motores eléctricos de cualquier tipo. - Ventiladores que no estén construidos de láminas metálicas de aleación ligera.

La clasificación de las máquinas que hace esta parte de la norma de acuerdo con el tipo de máquina, potencia y altura de eje es la siguiente:

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Grupo 1. Máquinas grandes con potencia media hasta 300 kW, máquinas eléctricas con altura de eje H≥315 mm.

Grupo 2. Máquinas de tamaño medio con una potencia por encima de 15 kW hasta incluso 300 kW. Máquinas eléctricas con altura de eje 160≤H≤315 mm.

Grupo 3. Bombas con impulsores multipaletas y propulsores separados (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencias por encima de 15 kW. Las máquinas de este grupo pueden tener rodamientos o fundas de cojinetes.

Grupo 4.

Bombas con impulsores multipaletas y con propulsores integrados (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencias por encima de 15 kW. La mayoría de las máquinas de este grupo pueden tener rodamientos o fundas de cojinetes.

La altura del eje H de una máquina está definida en la ISO 496 como la distancia, medida sobre una máquina lista para entrega, entre la línea central del eje y la base del plano de la propia máquina.

En la tabla 2.5. se establece otro criterio de límites entre zonas según desplazamiento y velocidad para los grupos vistos anteriormente.

Tabla 2.5. Límites de zonas según grupo de máquinas.

Grupo 1 Grupo 2

Soporte Límite de

zona Desplazamiento

rms (µm)

Velocidad rms (mm/s)

Desplazamiento rms (µm)


CRITERIO I

Rígido

A/B 29 2,3 22 1,4

B/C 57 4,5 45 2,8

C/D 90 7,1 71 4,5

Flexible

A/B 45 3,5 37 2,3

B/C 90 7,1 71 4,5

C/D 140 11 113 7,1

CRITERIO II

Rígido

ALARMA 71,3 5,6 56,3 3,5

PARO 112,5 8,9 88,8 5,6

Flexible

ALARMA 112,5 8,9 88,8 5,6

PARO 175 13,8 141,3 8,9

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Grupo 3 Grupo 4

Soporte Límite de

zona Desplazamiento

rms (µm)


Desplazamiento rms (µm)


CRITERIO I

Rígido

A/B 18 2,3 11 1,4

B/C 36 4,5 22 2,8

C/D 56 7,1 36 4,5

Flexible

A/B 28 3,5 18 2,3

B/C 56 7,1 36 4,5

C/D 90 11,0 56 7,1

CRITERIO II

Rígido

ALARMA 45 5,6 27,5 3,5

PARO 70 8,9 45 5,6

Flexible

ALARMA 70 8,9 45 5,6

PARO 112,5 13,8 70 8,9

2.5 Otras técnicas

2.5.1 Termografía

Junto con el análisis de vibraciones, las técnicas termográficas son la estrella del mantenimiento predictivo. Se basan en que todo equipo/elemento emite energía desde su superficie. Esta energía se emite en forma de ondas electromagnéticas que viajan a la velocidad de la luz a través del aire o por cualquier otro medio de conducción. La termografía infrarroja es la técnica de producir una imagen visible a partir de radiación infrarroja invisible para el ojo humano, emitida de acuerdo a su temperatura superficial. La cámara termográfica es la herramienta que realiza esta transformación.

La cantidad de energía está en relación directa con su temperatura. Cuanto más caliente está el objeto, mayor cantidad de energía emite y menor longitud de onda tiene esa energía. En general, esa emisión se hace en longitudes de onda mayor que la correspondiente al color rojo, que es la mayor que es capaz de captar el ojo humano.

El espectro de emisión es infrarrojo y, por tanto, imposible. La cámara termográfica permite ‘ver’ esa energía, transformándola en imágenes visibles, como se puede comprobar en la Figura 2.9.

A través de imágenes térmicas es posible ‘observar’ el escape de energía de una tubería o edificio, detectar e impedir el fallo de un circuito eléctrico o de un rodamiento.

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Figura 2.9. Cámara termográfica mostrando una captura.

La termografía permite detectar cualquier fallo que se manifieste en un cambio de la temperatura, midiendo los niveles de radiación dentro del espectro infrarrojo. En general, un fallo electromecánico antes de producirse se manifiesta intercambiando calor.

Si es posible detectar, comparar y determinar dicha variación, entonces se pueden detectar fallos que comienzan a gestarse y que pueden producir en el futuro cercano o a mediano plazo una parada de planta y/o siniestro afectando personas e instalaciones.[10]

2.5.2 Inspecciones boroscópicas

Son inspecciones visuales en lugares inaccesibles para el ojo humano con la ayuda de un equipo óptico, el boroscopio. Es un dispositivo largo y delgado en forma de varilla flexible. En el interior de este tubo hay un sistema telescópico con numerosas lentes, que aportan una gran definición a la imagen. Además, está equipado con una poderosa fuente de luz. En la Figura 2.10. se muestra a un operario realizando un servicio de inspección boroscópica.

Entre las ventajas de este tipo de inspecciones están la facilidad para llevarla a cabo sin apenas tener que desmontar nada y la posibilidad de guardar las imágenes, para su consulta posterior.[10]

Figura 2.10 Inspección boroscópica.

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2.5.3 Ultrasonidos

El análisis por ultrasonido estudia las ondas de sonido de alta frecuencia producidas por determinados equipos e instalaciones y que no son audibles por estar fuera del rango de captación del oído humano (20 a 20000Hz). El análisis y la detección de estos sonidos de alta frecuencia permiten, entre otras cosas:

- Detección de fricción en máquinas rotativas.

- Detección de fallos y/o fugas en válvulas.

- Detección de fugas de fluidos.

- Detección de pérdidas de vacío.

- Detección de ‘arco eléctrico’.

- Verificación de la integridad de juntas de recintos estancos.

En la Figura 2.11. se observa a un operario realizando ultrasonidos a un activo y el resultado obtenido tras el

procesamiento de la señal.

Figura 2.11. Medida por ultrasonidos y forma de onda resultante.

Esta tecnología se basa en que casi todas las fricciones mecánicas, arcos eléctricos y fugas de presión o vacío producen ultrasonido en frecuencias cercanas a los 40 000 Hz, y de unas características que lo hacen muy interesante para su aplicación en mantenimiento predictivo: las ondas sonoras son de corta longitud atenuándose rápidamente sin producir rebotes. Por esta razón, el ruido ambiental por más intenso que sea, no interfiere en la detección del ultrasonido.

Además, la alta direccionalidad del ultrasonido en 40Hz permite con rapidez y precisión la ubicación del fallo.

La aplicación del análisis por ultrasonido se hace indispensable especialmente en la detección de fallas en equipos rotativos que giran a velocidades inferiores a 300 rpm, donde la técnica de medición de vibraciones es un procedimiento poco eficiente. [10]

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2.5.4 Análisis de aceite

Los lubricantes son sustancias que reducen la fricción entre dos superficies en contacto y movimiento relativo, además realizan otras misiones primordiales para el eficaz funcionamiento de los equipos como sellar, refrigerar, proteger y limpiar. Debido al tránsito que realizan a través de los conductos internos de una máquina, son capaces de transmitir sin desmontar ésta, información sobre el estado de los componentes de la máquina. Inicialmente el análisis de lubricantes se utilizaba para conocer la condición del propio lubricante, pero a medida que se ha desarrollado la ingeniería del mantenimiento, han aparecido técnicas más modernas de análisis de aceite y partículas de arrastre, posibilitando no sólo conocer su estado, sino también evaluar la condición de la máquina.

En general se aplica a los siguientes equipos:

- Motores de combustión interna.

- Turbinas de gas y de vapor.

- Reductores o multiplicadores de gran tamaño.

- Sistemas hidráulicos.

- Alternadores.

- Transformadores.

- Bombas de gran tamaño.

- Reductores de ventiladores.

Antes de proceder a un análisis de aceite, en campo hay que realizar un examen visual donde se analicen aspectos como:

- Aspecto del aceite: claro y limpio, turbio o con agua decantada, aceite sucio con partículas decantadas.

- Color: más oscuro implica oxidación del aceite, mezcla, contaminación, Más claro puede indicar presencia

de agua.

- Partículas en suspensión y decantadas, vistas bajo la acción directa de la luz solar.

- Olor: el olor a quemado conlleva oxidación.

- Viscosidad: una disminución palpable está relacionada con la dilución de fuel.

El estado del equipo se determina estableciendo el grado de contaminación del aceite debido a la presencia de partículas de desgaste o sustancias ajenas a este. El estado del aceite se determina comprobando la contaminación del aceite y la degradación que ha sufrido, es decir, la pérdida de capacidad de lubricar causada por una variación de sus propiedades físicas y químicas y, sobre todo, las de sus aditivos. La contaminación del aceite se puede determinar cuantificando en una muestra del lubricante, el contenido de partículas metálicas, agua, materias carbonosas y partículas insolubles. La degradación se puede evaluar midiendo la viscosidad, la acidez y la constante dieléctrica.

La determinación de la viscosidad se hace midiendo el tiempo que tarda una bola en caer de un extremo a otro de un tubo lleno de aceite y convertirlo a unidades de viscosidad con la ayuda de un gráfico.

La viscosidad de un aceite usado puede aumentar debido a su degradación o puede disminuir por dilución con un combustible líquido.

Se considera que un aceite ha superado su límite de variación de la viscosidad si a 100ºC ésta ha variado más de un 30%.

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2.5.4.1 Características de los residuos lubricantes

Los residuos depositados o en suspensión en el aceite tienen dos orígenes bien diferenciados: los procedentes del desgaste de las piezas metálicas de los equipos y los que se producen en el seno del aceite como consecuencia de la alteración de sus características físico-químicas o por variación de sus aditivos.

Entre las distintas reacciones dañinas que se producen en el interior de motores caben destacar: oxidación, nitración y sulfatación.

En la oxidación, el aceite lubricante de motores y otros equipos se combina bajo ciertas condiciones con el oxígeno disponible para formar una amplia variedad de subproductos dañinos. La temperatura, presión y materiales catalizadores aceleran el proceso de oxidación. Los subproductos de la oxidación forman depósitos de lacas, corroen las partes metálicas y alteran el aceite más allá de lo conveniente, inhibiendo su capacidad de lubricar.

Los productos de nitración se forman durante el proceso de la combustión, cuando subproductos de la combustión fuel entran en el aceite motor durante la operación normal o como resultado de una avería no detectada. Estos subproductos son altamente ácidos, crean depósitos y aceleran la oxidación del aceite.

La sulfatación del aceite se produce durante la combustión y fundamentalmente cuando productos (fuel) no quemados se combinan con el aceite, ya sea por dilución o como resultado de una inyección anormal.

Las causas de la generación de material en partículas son muy diversas: desgastes, contaminación con polvo externo, períodos de cambio muy extendidos, elevadas cargas e impactos, abrasión, variaciones bruscas de velocidad, corrosión, filtros de aceite, etc. [19]

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Capítulo 3. Turbinas de vapor

El correcto análisis de maquinaria mediante el estudio de las vibraciones requiere una completa comprensión del funcionamiento interno de la turbina de vapor. Para ello hablaremos en este capítulo de los principios termodinámicos que rigen el funcionamiento interno en estas máquinas.

Además de definir la turbina de vapor, detallaremos los distintos elementos de los que se componen la misma, pues al igual que se hace necesario conocer su funcionamiento interno, identificar los elementos nos proporciona una inmensa ayuda a la hora de realizar el análisis espectral de las vibraciones, pues un fallo de cualquier elemento de la turbina está relacionado con una frecuencia particular en el espectro a estudiar, pudiendo identificar la ubicación del problema de una manera rápida y efectiva.

Destacaremos al final de este capítulo los modos de fallo que serán posibles identificar mediante la técnica de análisis de vibraciones.

3.1 Conceptos termodinámicos

Conocer los procesos que tienen lugar en el interior de la turbina desde el punto de vista termodinámico es

esencial a la hora de la fabricación de la propia turbina. Por ello, se comentará de una manera general

algunos conceptos termodinámicos importantes. [15]

Debido a los niveles de alta presión bajo los cuales funciona una turbina de vapor, se debe construir con

cubiertas gruesas para resistir la carga.

Teniendo en cuenta la inercia termal, el arranque de una turbina de vapor se debe hacer correctamente a fin de evitar una fatiga excesiva. El vapor debe tener el sobrecalentamiento apropiado antes de introducirse a través de la turbina puesta que o condensará y dañará las aspas si no tiene la temperatura suficiente, o con mucho sobrecalentamiento habrá una gran diferencia de temperaturas entre el vapor y la turbina, pudiendo dañar el material (acero).

El enunciado del Primer Principio de la Termodinámica se basa en tres hechos experimentales:

1. El calor y el trabajo se pueden medir en las mismas unidades.

2. Cuando el calor y el trabajo se miden en las mismas unidades y el Sistema evoluciona cíclicamente, la suma del calor y del trabajo permanece nula, con independencia del ciclo realizado, aunque sus valores por separado dependen del ciclo.

3. Cuando el calor y el trabajo se miden en las mismas unidades y el Sistema realiza una serie de procesos no cíclicos entre los mismos estados inicial y final, la suma de calor y de trabajo permanece constante con independencia del proceso realizado, aunque sus valores por separado dependen del proceso.

Los hechos anteriores sugieren la existencia de una función de estado, denominada energía termodinámica, cuya variación entre dos estados de equilibrio de un sistema cerrado es la suma de los calores y de los trabajos intercambiados.Solo está definida la variación de energía termodinámica entre estados, no pudiéndose asignar un valor objetivo de la misma a un cierto estado.

Este Principio establece la imposibilidad de la existencia del móvil perpetuo de primera especie, es decir, ninguna máquina puede produce un trabajo sin el correspondiente consume de energía. Para que se cumpla este Principio en todas las transformaciones, reales o ideales, perfectas o imperfectas, tiene que existir un balance de energía entre el Sistema y el medio exterior.

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En el segundo principio de la termodinámica, el estudio sistemático experimental demuestra que son posibles y sin incidencia ambiental las tres conversiones íntegras de calor en calor, trabajo en calor y trabajo en trabajo; sin embargo, no es posible ni sin incidencia ambiental la conversión íntegra de calor en trabajo útil. [15]

Las tres primeras son posibles porque se pueden hacer con una variación nula o despreciable del estado termodinámico de la máquina transformadora y sin interacción con el ambiente; la cuarta es imposible porque si la máquina no es cíclica se alteran el estado termodinámico de la máquina y el del ambiente, mientras que si es cíclica se altera el del ambiente. Obsérvese que el Segundo Principio no expresa que las transformaciones de calor en calor, trabajo en calor y trabajo en trabajo sean necesariamente íntegras y sin incidencia ambiental; solo afirma que son posibles.

A continuación, se definen algunos conceptos básicos de termodinámica para el buen entendimiento del proceso llevado a cabo en el interior de las turbinas:

Entropía: Se define variación de entropía de un Sistema como el cociente entre el calor intercambiado

reversiblemente por el Sistema con un reservorio de calor y la temperatura termodinámica del mismo.

Es la magnitud física que mide la parte de la energía que no puede utilizarse para producir trabajo. La palabra entropía procede del griego y significa evolución o transformación.

El universo tiende a distribuir la energía uniformemente, es decir, a maximizar la entropía. La 2º Ley de la Termodinámica expresa que la cantidad de entropía en cualquier Sistema aislado termodinámicamente tiende a incrementarse con el tiempo hasta alcanzar un máximo.

Entalpía: La variación de entalpía expresa una medida de la cantidad de energía absorbida o cedida por un

Sistema termodinámico. Es la cantidad de energía que tal Sistema puede intercambiar con su entorno. La

entalpía es numéricamente igual al calor intercambiado con el ambiente exterior al Sistema en cuestión.

𝐻 = 𝑈 + 𝑝𝑉

donde U es la energía interna; p la presión del Sistema y V el volumen del Sistema.

Vapor saturado: Durante la vaporización, el fluido que escapa del agua está constituido por una mezcla

íntima de vapor seco y de finas gotas de agua. Esta mezcla se denomina vapor saturado. La proporción de

la masa de vapor seco en la masa total de vapor saturado define el título de este vapor. Si 10 g de vapor

saturado contienen 9 g de vapor seco y 1 g de agua, el título de este vapor es de 0,9.

Cuando termina la vaporización de una cierta cantidad de agua, las gotas de agua desaparecen y el vapor alcanza un título de valor 1,0; este vapor se denomina vapor saturado seco.

Vapor sobresaturado: Si se continúa calentando el vapor saturado seco, a presión constante, su

temperatura aumenta. En este caso, el vapor se denomina vapor sobrecalentado. Este fenómeno es

bivariante, es decir, que la presión y la temperatura pueden ser impuestas. Por lo tanto, es necesario

precisar la presión y la temperatura (u otro par de magnitudes independientes) para definir un vapor

sobrecalentado.

▪ Calor específico a volumen constante (𝐶𝑣). Es la cantidad de calor necesaria para elevar en 1ºC la temperatura de 1 kg de vapor a volumen constante. Depende de la presión y de la temperatura, pero su valor sería constante si el vapor de agua fuese un gas perfecto.

▪ Calor específico a presión constante (𝐶𝑝). Es la cantidad de calor necesaria para elevar en 1ºC la

temperature de 1kg de vapor a presión constante. Como se produce un aumento de volumen y, por tanto, el vapor realiza un trabajo exterior, 𝐶𝑝 es superior a 𝐶𝑣. Su valor varía con la presión y con la

temperatura, pero se puede tomar como valor aproximado 0,6 kcal/kg.

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El ciclo Rankine describe el rendimiento de sistemas de la turbina de vapor. En general, el ciclo de Rankine es el ciclo termodinámico idealizado de un motor a presión que convierte parte del calor en trabajo mecánico. En este ciclo el calor se suministra de manera externa a un circuito cerrado usando de manera general el agua, debido a sus propiedades, como el fluido actuador. [15]

Consiste en calendar agua en una caldera hasta evaporarla y elevar la presión del vapor. Este será llevado a una turbina donde produce energía cinética a costa de perder presión. Su camino continúa hasta seguir hacia un condensador donde lo que queda de vapor pasa a estado líquido para poder entrar en una bomba que le subirá la presión para nuevamente introducirlo en la caldera. Al contrario que el ciclo de Carnot, el ciclo de Rankine no realiza un proceso isotérmico porque puede ser llevado a cabo muy lento.

En un ciclo ideal como el que se muestra en la figura 3.1, el fluido circula sin fricción, no existen pérdidas de carga en la caldera, en el condensador ni en las tuberías. Los procesos en la turbina y en la bomba, dados su carácter de adiabático, serán además isentrópicos. No incluye ninguna irreversibilidad interna.

En dicho ciclo se destacan los siguientes aspectos:

La bomba eleva isentrópicamente el condensado desde la presión 𝑃1 hasta la presión 𝑃2 de la caldera. La caldera calienta isobáricamente el agua hasta su temperatura de ebullición (punto 2’), se vaporiza a

presión y temperatura constante hasta la posición 3. La turbina expande el vapor hasta la presión del condensador (punto 4). El condensador condensa totalmente el vapor húmedo procedente de la turbina a presión y temperatura

constante hasta el punto 1, donde comenzará de nuevo el ciclo en la bomba.

Figura 3.1 Ciclo ideal de un gas

3.2 Definición y tipos de turbinas

Una turbina de vapor es una turbomáquina que convierte la energía contenida en el vapor en trabajo útil. La transformación se realiza en dos fases: primero, se transforma la energía térmica del vapor (entalpía) en energía cinética. Después, o de forma simultánea, la energía cinética se transforma en energía mecánica (rotación del eje).

La clasificación de las turbinas de vapor puede hacerse según la forma de aprovechamiento de la energía contenida en el flujo de vapor (reacción o acción), según el número de etapas (multietapa o monoetapa), según la dirección del flujo de vapor (axiales o radiales), si existe o no extracción de vapor antes de llegar al escape y por último por la presión de salida del vapor (contrapresión, escape libre o condensación). [21]

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‒ Según el flujo de vapor:

▪ Turbinas axiales: El vapor sigue una dirección paralela a la del eje de la turbina.

▪ Turbinas radiales: El vapor fluye en el plano perpendicular al eje de éstas.

Según la forma de aprovechamiento de la energía:

▪ Turbinas de acción: Todo el proceso de expansión del vapor y la aceleración del flujo que se debe a éste se opera en las toberas fijas (p.e. Turbina Pelton).

▪ Turbinas de reacción: La expansión del vapor y la aceleración del flujo de vapor vinculada a ésta son aproximadamente iguales en los canales de las coronas de paletas fijas y rotatorias (p.e. Turbina Kaplan).

Según el número de etapas:

▪ Turbina monoetapa: Se utilizan para turbinas de hasta 2MW de potencia. Al ser de más simple construcción son las más robustas y seguras, además de acarrear menores costes de instalación y mantenimiento que las multietapa.

▪ Turbina multietapa: El objetivo de los escalonamientos en la turbina de vapor es disminuir la velocidad del rodete conservando una velocidad de los álabes próxima al valor óptimo con relación a la velocidad del chorro de vapor. Si tenemos una presión de vapor muy elevada sin las etapas necesarias, sería requisito que la turbina girase a una velocidad muy alta, que no sería viable mecánicamente por las dimensiones que debería tener el reductor (caja de engranajes que ajustaría la velocidad final del eje a la deseada). Consiguen mejores rendimientos que las monoetapa, además pueden absorber flujos de vapor de mucha mayor presión, por lo que se utilizan para turbinas de alta potencia. Suelen utilizarse turbinas mixtas, con las primeras etapas de acción y las finales de reacción.

Según la presión de salida del vapor:

▪ Contrapresión: La presión de vapor a la salida de la turbina es superior a la atmosférica, suele estar conectado a un condensador inicial que condensa al vapor, obteniéndose agua caliente o sobrecalentada, que permite su aprovechamiento térmico posterior.

▪ Condensación: El vapor sale a una presión inferior a la atmosférica, en este diseño existe un mayor aprovechamiento energético que a contrapresión, se obtiene agua de refrigeración de su condensación. Este diseño se utiliza en turbinas de gran potencia que buscan un alto rendimiento.

3.3 Componentes de la turbina de vapor

La turbina de vapor es un conjunto complejo compuesto por diferentes elementos. En la figura 3.2 se muestra un ejemplo de una turbina de vapor, identificando varios componentes.

Figura 3.2 Turbina de vapor.

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A continuación, serán descritas con más detalles los elementos más importantes.

3.3.1 Carcasa o cuerpo

La carcasa sirve de recinto estanco al vapor. Su forma es aproximadamente la de la vena de vapor que envuelve como se puede observar en la figura 3.3.

Figura 3.3. Estructura de la carcasa.

La carcasa se divide en dos partes: la parte inferior, unida a la bancada y la parte superior, desmontable para el acceso al rotor. Ambas contienen las coronas fijas de toberas o álabes fijos.

Las carcasas se fabrican de hierro, de cero o de aleaciones de éste, dependiendo de la temperatura de trabajo; obviamente las partes de la carcasa de la zona de alta presión son de materiales más resistentes que en la zona de escape. En la zona de baja presión, los cuerpos suelen ser de fundición.

Normalmente se encuentra recubierta por una manta aislante que disminuye la radiación de calor al exterior, evitando que el vapor se enfríe y pierda energía disminuyendo el rendimiento de la turbina. Esta manta aislante suele estar recubierta de una tela impermeable que evita su degradación y permite desmontarla con mayor facilidad.

Los cuerpos externos de altas y medias temperaturas se apoyan sobre los palieres de la turbina mediante patas de apoyo (dos en cada extremo). El plano de apoyo es, y debe ser, el plano horizontal que pasa por el eje de la turbina.

Los cuerpos de baja presión que están sometidos a pequeños calentamientos descansan sobre correderas montadas directamente sobre los cimientos de la turbina. [21][18]

3.3.2 Rotor

El conjunto del rotor incluye el eje y las ruedas de álabes. El objetivo es el de absorber la energía cinética y termodinámica del vapor y transformarlo en energía mecánica. El rotor gira a alta velocidad apoyado en los cojinetes, los cuales están localizados al final de las carcasas.

El rotor de una turbina de acción es de acero fundido con ciertas cantidades de níquel o cromo para darle tenacidad al rotor y es de diámetro aproximadamente uniforme. Normalmente las ruedas donde se colocan los álabes se acoplan en caliente al rotor. También se pueden fabricar hacienda de una sola pieza forjada al rotor, maquinando las ranuras necesarias para colocar los álabes. En la Figura 3.3 podemos observar un rotor con dos etapas de acción y tres de reacción. [21][18]

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Figura 3.4. Rotor con dos escalonamientos de velocidad (acción) y tres etapas de reacción.

3.3.3 Álabes

La función de los álabes es convertir la energía del vapor a alta velocidad en una continua generación de potencia de par en el rotor.

Los álabes fijos y móviles se colocan en ranuras alrededor del rotor y la carcasa. Los álabes se pueden asegurar solos o en grupos, fijándolos a su posición por medio de un pequeño seguro, en forma de perno, o mediante remaches. Los extremos de los álabes se fijan en un anillo donde se remachan y los más largos a menudo se amarran entre sí con alambres o barras en uno o dos lugares intermedios, para darles rigidez.

El rotor puede no estar perfectamente equilibrado y, por consiguiente, la turbina sufrir altas vibraciones inducidas al pasar por ciertas velocidades. Esto puede causar daños a la turbina. La velocidad a la cual aparece este fenómeno es llamada ‘velocidad crítica’. La solución práctica para evitar daños es no operar la turbina en o cerca de las velocidades críticas durante un tiempo apreciable; también mantener la velocidad de la turbina subiendo uniformemente al pasar por las velocidades críticas puede causar daño.

Factores que pueden estimular ocasionalmente algún tipo de fallo son: discontinuidades geométricas, grandes gradientes térmicos, propagación de grietas o fatigas en el rotor.

Estos problemas pueden aparecer por factores como sobrevelocidad, excesivos cambios en las condiciones del vapor, materiales extraños en la turbina, vibraciones debidas a rozamientos, introducción de agua o la misma química del agua.

Los álabes se realizan de aceros inoxidables, aleaciones de cromo-hierro, con las curvaturas de diseño según los ángulos de salida de vapor y las velocidades necesarias. Los álabes móviles son piezas obtenidas por fresado o estampado y tienen la forma de aleta cuyo perfil está calculado en función del papel que deben desempeñar. [21][18]

Los tipos de fijación de los álabes móviles sobre los rodetes más frecuentemente utilizados son mostrados en la Figura 3.4.

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De cola milano Con dedo de fijación y ensamblaje

con pasadores

Con dedo de fijación y

ensamblaje con pasadores

En hojas de roble

Figura 3.5. Tipos fijación álabes móviles.

3.3.4 Cojinetes

Son puntos de apoyo de ejes y árboles para sostener su peso, guiarlos en su rotación y evitar deslizamientos.

Suele ser de un material blando y recubierto de una capa lubricante que disminuya la fricción. Son elementos de desgaste, que deben ser sustituidos periódicamente, bien con una frecuencia establecida si su coste es bajo respecto de su producción, o bien por observación de su superficie y cambio cuando se encuentren en un estado deficiente.

Figura 3.6. Rodamientos magnéticos.

Para reducir a un mínimo las fugas de aceite de los cojinetes, existe un canal en los casquillos de los cojinetes del lado de los deflectores. El aceite que recoge dicho canal es conducido al colector general de drenajes de aceite.

Los cojinetes se clasifican en cojinetes de fricción y de rodamiento. En los cojinetes de fricción, los árboles giran con deslizamiento en sus apoyos. En los de rodamiento, entre el árbol y su apoyo se interponen esferas, cilindros o cono, logrando el rozamiento sea solo de rodadura cuyo coeficiente es notablemente menor. [21][18]

- Cojinetes de fricción: Poseen la ventaja de su marcha tranquila y silenciosa, que pueden construirse

partidos en dos, haciendo posible un montaje y desmontaje radial. Tienen el inconveniente de que no son

indicados en los casos en que se deseen elevado número de revoluciones. Existen varios tipos de

cojinetes de fricción como los cilíndricos fijos, ajustables o partidos y cónicos ajustables. En la figura 3.6

podemos ver un ejemplo de cojinetes de fricción.

Figura 3.7. Cojinete de fricción SHR de SKF.

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- Rodamientos: Se diseñan para permitir el giro relativo entre dos piezas para soportar cargas puramente

radiales, puramente axiales o combinaciones de ambas. Las ventajas son el pequeño desgaste y

calentamiento, admitiendo mayores presiones tanto radiales como axiales y permite mayores

velocidades contribuyendo a la unificación de medidas a la normalización. Cada tipo de rodamientos

muestra propiedades características, que dependen de su diseño y lo hace más o menos apropiado para

una aplicación dada. Destacan el rodamiento rígido de simple hilera de bolas, de rodillos, de bolas a

rótula, de rodillos a rótula, rodamientos de simple efecto, de doble efecto y axiales de rodillos a rótula. En

la figura 3.7 se puede ver un ejemplo de rodamiento de bolas.

Figura 3.8. Rodamiento de bolas rígido SKF 6210.

Para reducir a un mínimo las fugas de aceite de los cojinetes, existe un canal en los casquillos de los cojinetes del lado de los deflectores. El aceite que recoge dicho canal es conducido al colector general de drenajes de aceite.

Por último, se pueden distinguir los cojinetes según la dirección del esfuerzo que soportan:

- Cojinetes radiales: Impiden el desplazamiento en la dirección del radio.

- Cojinetes axiales: Impiden el deslizamiento en la dirección del eje.

- Cojinetes mixtos: Mezcla de los dos anteriores.

3.3.5 Diafragma

Los diafragmas contienen las toberas que dirigen el caudal de vapor, con el ángulo y velocidad apropiados, contra el álabe de la rueda de etapa a lo largo del rotor. Si la turbina arranca inapropiadamente, o si el cojinete de empuje falla, los álabes de la rueda pueden rozar contra los diafragmas. En la figura 3.8 se puede apreciar un diafragma.

Las pequeñas dimensiones axiales entre los diafragmas estacionarios y la rueda de álabes rotativos son mantenidas por el cojinete de empuje, el cual limita el movimiento axial del rotor. Por consiguiente, un daño en el cojinete de empuje puede ser causa de daños severos en la turbina. Esto ocurrirá si se permite que los álabes de la rueda giratoria entren en contacto con os diafragmas estacionarios. Las cuchillas de los diafragmas pueden dañarse también por la intrusión de materiales extraños o por la erosión del agua. [21][18]

Figura 3.9. Diafragma.

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3.3.6 Válvulas

Son usados varios tipos de válvulas para realizar diferentes funciones. Las válvulas pueden dividir en grupos que tienen un propósito similar. Un grupo incluirá las válvulas de parada, las válvulas de control y de control intermedio. Estas válvulas también son importantes para los arranques y para el control de la velocidad o carga de la turbina.

Las válvulas direccionales de las extracciones también protegen contra la sobrevelocidad parando el vapor que entra en la turbina en rechazos de carga, debido al ‘flashing’ del agua de los calentadores de agua de alimentación.

Otro grupo de válvulas del sistema son aquellas relacionadas con los sensores de presión, las del sistema de sellado del eje y las del sistema hidráulico de aceite de lubricación y control.

También podemos encontrarnos la válvula de bypass, la cual tiene una función específica como se verá más adelante. [21][18]

- Válvula de parada: Su función es la de interrumpir el paso de vapor a la turbina bajo condiciones de emergencia.

Su funcionamiento es en principio de ‘todo o nada’. Las válvulas principales de parada están localizadas en las tuberías de vapor principal, antes de las válvulas de control. La salida de cada válvula de parada está soldada directamente a la válvula de control correspondiente. Asimismo, todas las salidas están interconectadas mediante una tubería común.

Las válvulas se accionan mediante resortes que están comprimidos mediante presión del sistema de aceite de turbina; al producirse un disparo de turbina se descarga el aceite y el resorte cierra la válvula.

Están diseñadas para proporcionar una segunda línea de defensa contra la sobrevelocidad de la turbina en el caso de que fallen las válvulas de control. En este caso, las válvulas de parada cortarán rápidamente el paso de vapor una vez alcanzado el punto de disparo de la turbina.

Figura 3.10. Estructura válvula de parada

- Válvula de control: Se encarga de regular el caudal de vapor enviado a la turbina desde el 0 al 100% de carga.

Existen cuatro válvulas de control localizadas en las tuberías de vapor principal, a continuación de las

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válvulas de parada. La entrada de cada válvula está directamente soldada a la salida de la válvula de parada correspondiente, formando ambas un único conjunto.

También actúan como primera línea de defensa para evitar una velocidad excesiva durante condiciones normales de sobrevelocidad (definida como una velocidad menor que la que provoca el disparo).

Las válvulas de control son de disco compensado, de vástago vertical que atraviesa la cabeza de la válvula y cargado mediante un resorte. La compensación del disco permite reducir la fuerza necesaria para abrir la válvula contra la presión que hay a la entrada. La compensación se consigue mediante una cámara de compensación que permite que la parte inferior del asiento vea la presión de vapor de la entrada.

El vástago de cada válvula está accionado por su propio servomotor. Cada servomotor está controlado por su correspondiente válvula piloto que reciba las señales de posición del árbol de levas. Éste, as u vez, es posicionado por el relé de velocidad secundario y su correspondiente válvula piloto.

La posición de la válvula piloto viene determinada por el relé principal de las válvulas de control (hay uno solo para las cuatro válvulas).

La posición del relé principal es función de la demanda de la red (señal transmitida a través del relé de velocidad) y de la exigencia técnica de mantener constante la presión de la caldera.

- Válvula de bypass: Su función es enviar el vapor directamente al condensador, cuando las condiciones de la planta lo requieran. La válvula bypass está conectada directamente a las tuberías de vapor principal, antes de la válvula de parada.

El sistema entra en servicio durante un arranque o parada normal, así como en el caso de un rechazo de carga, en el que el bypass es capaz de enviar al condensador un 15% del caudal nominal de vapor.

La válvula de bypass es la primera protección contra sobrepresión de la caldera.

La descarga de la válvula al condensador lleva un sistema rompedor de presión, de tal forma que la presión es reducida por estrangulamientos sucesivos, después es descargada directamente al condensador.

La válvula de bypass tiene el disco de tipo de globo y el vástago sale al exterior a través de la cámara de descarga. Esta disposición reduce al mínimo las fugas de vapor cuando la válvula está cerrada ya que únicamente será necesario sellar el vástago contra el vacío del condensador. Es posible que si el sello de esta válvula no está en buenas condiciones se pierda el vacío del condensador.

3.3.7 Toberas

El vapor a alta presión llega a la turbina pasando a través del cuerpo de las válvulas de parada y control. El vapor pasa a la carcasa de alta presión por las toberas de la primera etapa. El vapor es dirigido en forma de chorro hacia el álabe de la primera etapa, proporcionando una energía rotacional al eje.

La tobera es el órgano de una turbina en la cual se realiza la transformación de la energía térmica en energía mecánica. La energía térmica cedida se traduce en una caída de entalpía y en una aparición de energía mecánica en la forma de energía cinética (debido al aumento de velocidad del vapor).

Condiciones que debe reunir una tobera:

a) La tobera debe realizar una expansión adiabática. Esta condición se cumple en una proporción razonable si se admite que la velocidad del vapor en la tobera es suficientemente alta y que el coeficiente de convección entre el vapor y el metal es suficientemente bajo.

b) La tobera debe realizar una expansión isentrópica, es decir, adiabática y sin reconversión en calor de la energía mecánica aparecida durante el proceso.

La entrada de vapor a la tobera está orientada de tal manera que el vapor llegue tangencialmente a sus

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paredes y que la evacuación de vapor se realice sin choque ni turbulencia. No es posible evitar el rozamiento del vapor en movimiento sobre las paredes de la tobera, que son fijas.

c) La tobera debe utilizar la expansión del vapor para aumentar su velocidad.

La tobera es un conducto cuya sección transversal varía de forma continua, a fin de provocar la expansión del vapor y el aumento de su velocidad.

La primera parte de la tobera es necesariamente un conducto de sección decreciente, denominada convergente.

La sección puede pasar por un mínimo, denominado cuello.

Al cuello puede seguirle una parte de sección creciente, denominado divergente.

3.3.8 Virador

El sistema virador consiste en un motor eléctrico o hidráulico que hace girar lentamente la turbina cuando no está en funcionamiento, evitando que el rotor se curve, debido a su propio peso o por expansión térmica, en parada. En la figura 3.10 se puede apreciar la situación del virador en una turbina de vapor.

La velocidad de este sistema es muy baja (varios minutos para completar un giro completo de turbina), pero se vuelve esencial para asegurar la correcta rectitud del rotor. Si por alguna razón este sistema se detiene (avería del rotor, avería de la turbina), es necesario asegurar que, antes de arrancar, estará girando varias horas con el sistema virador.

Figura 3.11. Virador en una turbina de vapor.

3.3.9 Regulador de potencia

Para adaptar la potencia de una turbina de velocidad constante de una máquina receptora (adaptarlas a los requerimientos de la carga) se pueden usar los siguientes tipos de regulación:

- Regulación por variación de la presión en la admisión. Laminación en la válvula de admisión o variando la presión en la caldera (regulación cualitativa).

- Regulación por variación del número de toberas activas en la admisión sobre la primera corona (regulación por admisión parcial o regulación cuantitativa).

Si se grafica el caudal másico (consumo) de vapor en función de la potencia desarrollada por una turbina, se encuentra que el consume aumenta casi linealmente con la potencia un cierto nivel de potencia, pasado el cual el consume aumentará rápidamente. A este nivel de potencia se le considera la potencia máxima o nominal de la turbina. Igualmente podemos graficar el consume específico de vapor, que es el caudal másico por unidad de potencia. La gráfica de consume se denomina Línea de Willians, mostrada en la figura 3.12.

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Figura 3.12 Consumo total y específico de vapor para una turbina de 50 000 kW.

3.3.10 Sistema de lubricación

Como es sabido, dos superficies sólidas pueden deslizar fácilmente una sobre otra cuando hay una pequeña capa de fluido que las separe. Este fluido es capaz de generar las fuerzas o presiones internas que consigan separar las superficies sólidas cuando éstas tiendan a juntarse y a rozar metal-metal. La lubricación es el fenómeno por el que se evita el rozamiento entre dos sólidos que tienen movimientos relativos entre sí, gracias a la fricción sólido-líquido que es mucho menos que la fricción sólido-sólido. Cuando existen sobrecargas, en procesos de arranque o por deterioro del líquido que separa las dos superficies sólidas se puede llegar a la lubricación límite.

La fuerza o presión que ejerce el fluido lubricante para separar las dos superficies sólidas a fin de que no hagan contacto entre sí, se basa en el efecto denominado ‘cuña’. Si suponemos dos sólidos A y B que tienen movimiento entre ellos, con una longitud de caras de contacto L muy superior a la altura h que los separa, el gasto de lubricante se ajusta a la siguiente formula:

𝑞 =𝑃𝑒ℎ3

12µ+

𝑢ℎ

2

Pe - Presión

h - Altura de separación

u - Velocidad del aceite

- Viscosidad

Figura 3.13 Aceite lubricando entre superficies.

Como h es muy pequeña, una reducción de h que haga aproximarse las superficies A y B, al mantenerse el flujo q, debe compensarse con una enorme subida de la presión 𝑃𝑒 que hace volver a separarse las superficies y restablecer la altura h.

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El lubricante en las máquinas tendrá que sustituirse cuando su ‘envejecimiento’ haga que no mantenga sus variables, sobre todo la viscosidad y tendrá que reponerse periódicamente si hay pérdida o consumos, para mantener la capacidad del conjunto de evacuar el calor por pérdidas generado internamente por el rendimiento lógico menor de 1 siempre, y que para su nivel garantice permanentemente el flujo de lubricación preciso por el diseño: barboteo, presión inducida por bomba de engrase, etc.

3.4 Modos de fallo asociados a la turbina de vapor

La forma de onda será de vital importancia a la hora de poder analizar de manera efectiva un equipo, pues contiene mezcladas todas las distintas componentes de la máquina. Debemos ser conscientes que al pasar del dominio temporal al dominio de la frecuencia perdemos información, como el desfase, pero la interpretación de ondas complejas se hará de manera más sencilla.

Cada banda frecuencial está asociada a un potencial defecto, como se puede ver en la figura 3.14.

Figura 3.14 Bandas frecuenciales en el espectro. [20]

Con el estudio en el dominio de la frecuencia, por tanto, podemos relacionar la componente espectral con la componente de la máquina, como se mostró con anterioridad.

Debemos conocer la máquina para poder identificar las frecuencias con seguridad. Es importante tener claro que el conocimiento del fallo que se está produciendo en mi equipo lo obtenemos gracias a esa identificación de la frecuencia, pero la severidad de dicho fallo está relacionada con la amplitud de esa misma frecuencia.

Las amplitudes pueden ser amplificadas bajo los efectos de solturas o resonancias y pueden ser atenuadas por la influencia de la masa, rigidez y/o el amortiguamiento. La peor situación tiene lugar cuando las amplitudes son amplificadas o atenuadas por la instrumentación empleada. A su vez, es necesario saber que las señales aleatorias producen ruido (cavitación, lubricación, rodamientos, etc.).

Se hace además imprescindible realizar un análisis de fase, pues permite diferenciar problemas con similar manifestación frecuencial. Es decir, en el análisis espectral podemos encontrarnos dos espectros similares, pero en realidad padecen problemas diferentes. Si evidenciamos, por ejemplo, un predominio del 1xRpm en un espectro, puede ser debido a diversos fallos como un desequilibrio estático o uno de par de fuerzas Para poder discernir qué fallo se está produciendo en realidad en nuestra máquina, tendremos que medir las fases (con el uso de un tacómetro). Si al medir las fases obtenemos un desfase de 90º en las monitoring location (H-H, V-V) estaremos hablando de desequilibrio estático. Si, por el contrario, el desfase obtenido es de 180º, el fallo presenciado será desequilibrio de par de fuerzas. [7]

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Figura 3.15. Desfase entre puntos.

Los modos de fallo que se pueden evidenciar mediante análisis de vibraciones pueden tener orígenes distintos según se indican en la tala 3.1. Cada uno de ellos será explicado en los siguientes subepígrafes.

Tabla 3.1 Modos de fallos

MODOS DE FALLO

Mecánicos

- Desequilibrio - Desalineación - Eje doblado - Engranajes - Rodamientos - Holguras

Hidráulicos

- Remolino de aceite - Cavitación - Turbulencia - Impulsión

Eléctricos

- Excentricidad rotor - Excentricidad estator - Problemas del rotor

3.4.1 Desequilibrio

Constituye una de las fuentes más comunes en los problemas de vibraciones en maquinarias (40% aproximadamente). En una máquina equilibrada el centro de rotación y el centro de masas coinciden en el mismo punto. Una máquina equilibrada vibra muy poco.

El desequilibrio es consecuencia de una desigual distribución de masas alrededor del eje de giro y el efecto que provoca es equivalente a una masa M con una excentricidad e que gira con la velocidad de la máquina. El desequilibrio da lugar a una fuerza F de dirección variable y módulo constante si la velocidad de giro lo es.

𝐹 = 𝑚 𝑤2𝑒 =4π

60𝑚𝑒𝑁2

donde N son las revoluciones por minuto a las que gira el eje.

Puede ser definido también sobre la base de la no coincidencia del eje de rotación y el eje longitudinal principal de inercia del rotor. Este eje uno todos los centros de gravedad de cada una de las infinitas secciones transversales que componen al rotor, que al no coincidir con el eje de rotación podrá inducir cuatro tipos de desequilibrios, en virtud de los cuales habrá que decidir cómo balancea el rotor.

Es importante tomar consciencia que el desequilibrio puede influir en otros modos de fallo, como en el caso de holguras, amplificando su severidad. [22][20]

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Las fuentes de desequilibrio pueden tener origen y naturalezas muy diferentes como pueden ser las siguientes:

Aglomeración desigual de polvo en los rotores de un ventilador.

Erosión y corrosión desigual de las impulsoras de una bomba.

Falta de homogeneidad en partes coladas, como burbujas y agujeros de soplado.

Excentricidad del rotor.

Distribución desigual en las barras del rotor de motores eléctricos o en el bobinado.

Flexión de rodillos.

Eje flexionado.

Los tipos de desequilibrio posibles son los mostrados a continuación, ilustrados a su vez en la Figura 3.16:

Desequilibrio estático: El eje longitudinal de inercia del rotor está desplazado paralelamente con respecto al eje de rotación.

Desequilibrio par de fuerzas: El eje longitudinal de inercia del rotor intercepta al eje de rotación en el dentro de masas del propio rotor.

Desequilibrio dinámico: El eje longitudinal principal de inercia del rotor no intercepta al eje de rotación y tampoco es paralelo a éste, es decir, el eje longitudinal de inercia del rotor cruza al eje de rotación del propio rotor.

Figura 3.16 Tipos de desequilibrio.

3.4.2 Desalineación

Es la fuente de vibraciones que más se puede controlar e incluso eliminar con un trabajo serio del mecánico de taller, constituyendo el 50% de los problemas de vibraciones que se presentan en la industria, presentándose con mayor frecuencia en el acople de dos máquinas.

Se debe a la dificultad, a pesar de la existencia de cojinetes autoalineables y acoplamientos elásticos, de alinear correctamente los ejes y sus apoyos.

La característica más importante de estos defectos es el elevado nivel de vibración en dirección axial, lo cual se debe a la componente en dicha dirección de la fuerza provocada por la desalineación.

Para diagnosticar con certeza un problema de desalineamiento, es prácticamente imprescindible medir fase; con la medición de fase se podrá saber cómo una parte de la máquina se está moviendo con respecto a la otra, a lo cual se le denomina modo de vibración y con la medición de amplitud se podrá conocer dónde son mayores las vibraciones. [10]

A continuación, se muestran los tipos de desalineación existentes, viéndose reflejados en la Figura 3.17.

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Desalineación angular: Ocurre cuando dos ejes están unidos por un acoplamiento de tal manera que se induce una fuerza que dobla el eje causando la desalineación angular. También se produce cuando los ejes están paralelos entre sí, es decir, entre ellos existe un pequeño ángulo.

Desalineación paralela: Ocurre cuando las líneas centrales del eje son paralelas, pero desplazadas una de la otra o no están en un mismo plano.

Figura 3.17. Tipos de desalineación.

3.4.3 Eje doblado

Se produce cuando existe una curvatura permanente en el eje, produciendo altas vibraciones al girar en todas direcciones. Los ejes doblados, al igual que los rotores curvados, pueden considerarse un caso particular de la desalineación angular. Un eje puede doblarse debido, por ejemplo, a una distribución de calor irregular en el rotor causada por una barra del rotor defectuosa. En la Figura 3.16 se evidencia un caso de eje doblado. [8]

Figura 3.18. Caso de eje doblado.

3.4.4 Engranajes

Los problemas asociados a este tipo de transmisión se caracterizan porque presentan un espectro fácil de reconocer. En el caso de existir varios engranajes en la misma máquina, el número de frecuencias a identificar aumenta, con lo que aumenta también la dificultad para interpretar el espectro.

Además, existe el problema de que los engranajes nuevos también producen vibraciones, lo que implica a necesidad de tomar unos ‘espectros base’ para estudiar su posterior evolución en amplitud y, lo que es más significativo, la aparición de nuevas frecuencias.

La frecuencia de engrane GMF o contacto entre dientes se obtiene multiplicando el número de dientes por la frecuencia de giro, y habrá una por cada tren de engranaje, siendo la más significativa aquella que corresponda a la rueda dañada [20]:

53


Figura 3.19 Conjunto engranajes.

𝐺𝑀𝐹 =𝑧𝑁

60

Siendo z el número de dientes y N el número de revoluciones por minuto.

3.4.5 Rodamientos

Una gran variedad de máquinas de procesos está equipada con rodamientos de bolas. En la mayoría de los casos estos rodamientos son los componentes de mayor precisión de la máquina y generalmente su tolerancia a la hora de ser colocados es diez veces más restrictiva que la del resto de los elementos de la misma.

En un rodamiento se distinguen, básicamente, cuatro partes: pista interior, jaula, bola y pista exterior. Normalmente, los defectos aparecerán en dos o más componentes del rodamiento antes del fallo del mismo. [16]

Figura 3.20. Esquema representativo de rodamiento.

3.4.6 Holguras

Las holguras mecánicas pueden tener naturalezas muy distintas, entre las que se distinguen:

Falta de tensión en los pernos de sujeción de la máquina (bancada). Desgaste de cojinetes o rodamientos. Holguras entre el eje y el aro interior del rodamiento. Holguras entre el aro exterior del rodamiento y el soporte.

La vibración característica de una holgura mecánica es generada por alguna otra frecuencia de excitación, como un desequilibrio o desalineación. Sin embargo, estas holguras empeoran la situación, transformando cantidades relativamente pequeñas de desequilibrio o desalineación en amplitudes de vibración excesivamente altas. Por tanto, se puede afirmar que las holguras permiten que se den mayores vibraciones de las que verdaderamente ocurrirían.

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Para identificar el problema se observa la evolución de los niveles de vibraciones mientras se aflojan y se aprietan los pernos de anclaje de la máquina; si disminuye la vibración es el indicativo de que se está produciendo este fallo. [20]

3.4.7 Remolino de aceite

Constituye el problema más fácil de detectar durante la interpretación de los registros espectrales, siendo una de las causas posibles de la presencia de amplitudes a frecuencias inferiores a la frecuencia de rotación. Estas componentes pueden estar ubicadas a frecuencias próximas entre un 45% y un 50% de la frecuencia de rotación.

Este problema ocurre principalmente en máquinas con cojinetes de lubricación hidrodinámica a presión y operando a velocidades de giro elevadas, normalmente por encima de la velocidad crítica del rotor.

En condiciones normales de funcionamiento, el rotor se instala en una posición excéntrica, sobre una película de aceite. El movimiento del eje bombea aceite creando una cuña de alta presión que soporta la carga del eje. Aguas abajo del movimiento del fluido la presión es menor que aguas arriba. Esta diferencia de presiones origina una fuerza tangencial en el eje en la dirección de la rotación, que es la causa del remolino del rotor.

Normalmente, las fuerzas que produce este fenómeno son pequeñas comparadas con las cargas estáticas o dinámicas que actúan sobre el cojinete. Sin embargo, ocurre a veces que tales fuerzas de remolino de aceite son las principales, y de aquí el peligro de este fenómeno. [20]

Figura 3.21. Posición del eje originando altas presiones.

3.4.8 Resonancia

Si una frecuencia natural de la máquina o sistema mecánico es excitada por una o más velocidades o por un defecto en la máquina, el nivel de vibración que se genera puede llegar a ser importante, pudiendo dar lugar a grandes averías.

La resonancia de una frecuencia natural de una máquina constituye una de las fuerzas de vibración más destructivas que se pueden encontrar. En algunos casos, esta resonancia puede, a su vez, transmitirse a máquinas adyacentes o a otros equipos de la misma planta. En tales situaciones, la resonancia puede enmascarar la señal de vibración de otros componentes críticos. Si se sospecha de la presencia de un fenómeno de resonancia, debe verificarse y eliminarse lo más rápidamente posible.

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3.4.9 Pulsaciones de presión

En máquinas hidráulicas es importante el tener localizada la frecuencia de paso de álabes (BPF), definida como sigue:

𝐵𝑃𝐹 = 𝑁𝑎 ∗𝑅𝑃𝑀

60

Donde 𝑁𝑎 representa el número de álabes de la bomba.

Un alto nivel de amplitud de esta frecuencia puede provocar el fallo de rodamientos e incrementar el desgaste avanzado de las componentes de la máquina. Está generada por problemas entre las partes fijas y el rotor, generando una pulsación de presión. El espacio entre el rodete y las entradas del difusor ronda el 5% del diámetro del rodete. Si este valor es menor del recomendado, se genera un ruido (confundido con la cavitación) en torno a la BPF.

3.4.10 Cavitación

La cavitación es un fenómeno muy frecuente en sistemas hidráulicos donde se dan cambios bruscos de la velocidad del líquido, como en los álabes de turbinas, rodetes de bombas, etc., provocando ruidos y golpeteos, vibraciones y erosiones del material, como se puede observar en la figura 3.22.

Figura 3.22. Erosión provocada por cavitación en válvula de mariposa.

El fenómeno se produce cuando un líquido se evapora cuando la energía no es suficiente para mantener las moléculas unidas, entonces estas se separan unas de otras y aparecen burbujas de vapor.

3.4.11 Problemas eléctricos

Hay que indicar que en este apartado que el método de análisis de vibraciones no es el más adecuado para la monitorización de problemas eléctricos. Los problemas eléctricos que pueden hacerse visibles en los espectros de análisis son los siguientes:

Pata coja.

Desigualdad en el entrehierro.

Barras del rotor dañadas o rotas.

Rotores excéntricos.

Pérdida conexiones de fase.

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De estas, la pata coja sería la más común y potencialmente la más seria. Esto deriva a una distorsión del estator, causando desigualdad en el entrehierro, pero además dado una condición de desalineamiento.

Excentricidad del estator: Produce un entrehierro estacionario desigual entre el rotor y el estator que ocasiona una vibración muy direccional. Las diferencias en el entrehierro no deben exceder del 5% para motores de inducción y del 10% para motores síncronos. Las patas sueltas y las bases alabeadas (deformadas) pueden producir un estator excéntrico.

Rotores excéntricos: Producen un entrehierro variable de manera giratoria entre el rotor y el estator que induce una vibración pulsatoria. Una pata suelta o desalineación induce frecuentemente un entrehierro variable debido a la distorsión.

Problemas de rotor: Las barras de rotor o anillos de cortocircuito rotos y dañados.

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Capítulo 4. Diagnóstico de daños en turbinas de vapor

4.1 Introducción

Este capítulo se centra en los métodos que se llevan a cabo para realizar un correcto diagnóstico en turbinas o máquinas rotatorias en general. Se hará especial hincapié en el método más utilizado y útil, el análisis de vibraciones, cuyo estudio ofrece una mayor facilidad para proceder al diagnóstico, y se detallarán los modos de fallo que son posibles identificar mediante el uso de este método. Las otras técnicas presentadas con anterioridad no dejan de ser técnicas complementarias al análisis de vibraciones.


De las distintas técnicas a la que se puede recurrir en el mantenimiento predictivo, el análisis de vibraciones es el más usado. La razón principal reside en el hecho de ser uno de los indicativos más claros del estado de una máquina. Bajos niveles de vibración indican un equipo en buen estado, situándonos en valores de alarma cuando estos superan unos niveles determinados.

Todas las máquinas vibran, y su vibración está relacionada con las tolerancias permitidas por quienes realizan su diseño para que así pudieran ser construidas. Proporcionan así un patrón sobre el cual establecer futuras comparaciones de las vibraciones observadas en ella. Cuando se producen cambios sustantivos en los patrones de vibración de una máquina que funciona en condiciones normales de operación, es posible identificar defectos incipientes que producen las alteraciones en sus condiciones mecánicas. Diferentes tipos de defectos producirán diferentes cambios en el patrón de vibraciones de una máquina y, por lo tanto, su análisis permite estimar cuáles pueden ser las posibles causas del problema.

La vibración de una máquina será el resultado de una serie de componentes de vibración que se generan por el movimiento o por fuerzas generadas por componentes mecánicos o componentes del proceso que tiene lugar dentro de la máquina o en su correspondiente sistema. Cada uno de estos componentes individuales de vibración tendrá un movimiento periódico bien definido, es decir, un movimiento que se repetirá después de un intervalo de tiempo específico.

A la hora de medir vibraciones se puede recibir información en cuanto al desplazamiento, velocidad y aceleración, haciendo uso de los sensores de desplazamiento, transductores de velocidad o acelerómetros. Teniendo una señal en cualquiera de estos tres estados, es posible transformarlas a las restantes por medio de la integración o derivación.

Mediante la instrumentación adecuada se realizan las mediciones en los distintos puntos del activo. Las medidas se efectuarán tanto en el lado libre como en el lado acoplado, teniendo en cuenta la dirección radial y axial. Unos comportamientos similares en ambas direcciones tienen un significado diferente. Como se comentó con anterioridad, la identificación de las frecuencias evidenciadas en el espectro se hace imprescindible para determinar los modos de fallo presentes en el activo. En la Figura 4.1 se evidencia un motor reflejando los puntos específicos de medición. [2][3]

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(a) (b)

Figura 4.1. Puntos medición en máquinas.

a) De eje horizontal

b) De eje vertical

4.3 Monitorización

Para obtener el máximo partido de las actividades de monitorización de vibraciones y del diagnóstico de fallos a través del análisis correspondiente, será fundamental monitorizar la completa cadena de máquinas que sea de nuestro interés.

Todos los equipos mecánicos de una planta pueden dividirse en cuatro tipos:

Velocidad constante, carga constante.

Velocidad constante, carga variable.

Velocidad variable, carga constante.

Velocidad variable, carga variable.

La velocidad y carga condicionarán la frecuencia y la amplitud de los componentes únicos de vibración generados por las fuerzas o movimientos existentes en nuestras cadenas de máquinas.

La frecuencia de los componentes de vibración se mantendrá como una relación fija con la velocidad de giro del eje que genera la fuerza. Evidentemente, si cambia la velocidad de giro del eje, también lo hará la frecuencia de los componentes individuales de vibración que son generados por el movimiento del eje.

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4.4 Diagnóstico de daños

Anteriormente se han enumerado y explicado una serie de modos de fallo que pueden darse en las máquinas rotativas, prestando atención a las turbomáquinas. Estos modos de fallo se evidencian mediante un análisis de vibraciones, denotando las frecuencias características propias de cada una de ellas.

A continuación, se detallarán las singularidades de cada modo de fallo atendiendo a sus vibraciones:

Desequilibrio

Producido cuando existe una distribución desigual en un sistema, haciendo que el centro geométrico y el

centro de masas no coincidan. Es un problema resoluble, modificando o reparando los elementos que

causan la incorrecta distribución de pesos o añadiendo unas pesas de equilibrado en los puntos adecuados

que equilibren esta distribución.

El desequilibrio podrá tomar muchas formas en la señal de vibración, pero casi siempre la componente de la velocidad de giro será excitada y de amplitud dominante como se puede ver en la Figura 4.2. Sin embargo, esta condición puede también excitar múltiples armónicos de la velocidad de giro. [5]

Figura 4.2. Desequilibrio (1frecuencia de giro).

Esta característica en el espectro es síntoma de otros problemas a su vez, por lo que la medida de fase será

esencial para la confirmación del modo de fallo y conocer la tipología de desequilibrio presente. En la figura

4.3. se muestra la diferencia de fases entre los puntos de monitorización para distinguir entre los tipos de

desequilibrio. [12]

Desequilibrio

estático

-Velocidad de giro dominante

-0º entre horizontales de ambos

rodamientos

-0º entre verticales de ambos

rodamientos

-90º (±30º) entre horizontal y

vertical de cada rodamiento

60


Desequilibrio Par de

fuerzas


-180º entre horizontales de

ambos rodamientos

-180º entre verticales de ambos

rodamientos

-90º (±30º) entre horizontal y

vertical de cada rodamiento

Desequilibrio

dinámico

-Combinación de los dos

anteriores


-Diferencia de fase radial entre

rodamientos exterior e interior

se encuentran entre 0º-180º

-La diferencia de fase radial

horizontal debe cuadrar con la

vertical

Figura 4.3. Fases desequilibrio.

Eje curvado

Los problemas de eje doblado causan una alta vibración axial con una diferencia de fase axial tendiendo a

180º en el mismo componente de la máquina. La vibración dominante ocurre normalmente a 1x si está

doblado cerca del centro del eje, pero ocurre a 2x si está doblado cerca del acople. En el espectro de la Figura

4.4. se evidencia este modo de fallo. [14]

Figura 4.4. Espectro en axial reflejando eje doblado cerca del centro del eje.

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Desalineación

Es una fuente de vibración fácilmente corregible y causa más del 30% de los problemas de vibración que se

detectan en la industria. Es importante alinear lo equipos al instalarlos, comprobar la alineación cada cierto

tiempo y realizarla siempre que se intervenga el equipo. Hay que tener en cuenta que existen ciertas

tolerancias al desalineamiento y que no es necesario que sea absolutamente perfecto.

La característica más importante de estos defectos es el elevado nivel de vibración en dirección axial, lo cual se debe a la componente en dicha dirección de la fuerza provocada por la desalineación. Un síntoma claro de desalineación es el predominio en el espectro de frecuencia del doble de la velocidad de giro (2xrpm), como se puede observar en la Figura 4.5.

El desalineamiento se presenta con mayor frecuencia en el acople de dos máquinas. [13]

Generalmente, la desalineación puede presentarse según las siguientes apariencias dinámicas: 1. Si las tres primeras armónicas son significativas en las mediciones efectuadas en la dirección horizontal,

entonces es muy probable que el desalineamiento esté presente en el plano vertical.

2. Si las tres primeras armónicas son significativas en las mediciones efectuadas en la dirección vertical,

entonces es muy probable que el desalineamiento esté presente en el plano horizontal.

3. Si las tres primeras armónicas son significativas en las mediciones efectuadas en la dirección axial,

entonces es muy probable que el desalineamiento sea de tipo angular.

4. Si las tres primeras armónicas son significativas en las tres direcciones, entonces el desalineamiento es

muy grave.

Para diagnosticar con certeza un problema de desalineamiento, es prácticamente imprescindible medir fase; con la medición de fase se podrá saber cómo una parte de la máquina se está moviendo con respecto a la otra, a lo cual se le denomina modo de vibración y con la medición de amplitud se podrá conocer dónde son mayores las vibraciones. [20]

Figura 4.5. Espectro con predominio del 2xrpm.

A continuación, se muestran las diferencias de las variedades de desalineación que se pueden encontrar en un activo:

Desalineación angular: La frecuencia predominante es la de la velocidad de giro del eje

acompañada, a veces, del armónico a doble frecuencia. El espectro que provocará este tipo de desalineación es un

predominio de una frecuencia que puede llegar a ser dos (2x) o

tres veces (3x) la velocidad de rotación en dirección axial.

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Desalineación paralela: Aparición de vibraciones radiales de frecuencia el doble y/o el

triple de la correspondiente velocidad de giro. Deberá aparecer en el espectro un pico al doble y/o al triple de

la frecuencia de giro del eje pudiendo aparecer en algún caso algún armónico superior. Cuanto mayor sea la amplitud del armónico que aparezca mayor será la desalineación.

Problemas eléctricos

Los motores y alternadores, además de todos los problemas asociados al resto de equipos rotativos, son

susceptibles de sufrir toda una serie de problemas de origen electromagnético (desplazamiento del centro

magnético estator respecto del centro de rotor; barras del rotor agrietadas o rotas; cortocircuito o fallos de

aislamiento en el enrollado del estator). Suelen apreciarse picos a la frecuencia de red (50Hz), a la velocidad

de rotación (1xrpm) y armónicos proporcionales al número de polos. También es fácil apreciar la presencia

de bandas laterales que acompañan a la vibración principal. En la Figura 4.6. se muestra un ejemplo de una

máquina que presenta algún tipo de defecto en las barras del rotor, así como la tabla 4.1 refleja los

principales problemas eléctricos que pueden ser evidenciados y sus respectivos síntomas en el espectro. [17]

Tabla 4.1 Principales problemas eléctricos.

Rotor

Excentricidad dinámica

(falta de rigidez)

Vibraciones 1xrpm+Bandas Laterales 𝐹𝑝𝑝

𝑅𝐵𝑃𝐹+Bandas Laterales 1xrpm

Barras rotas/dañadas

Vibraciones 1xrpm+Bandas Laterales 𝐹𝑝𝑝

𝑅𝐵𝑃𝐹+Bandas Laterales 2xFL

Corriente/Flujo FL+ Bandas Laterales 𝐹𝑝𝑝

Estator Excentricidad estática

(entrehierro)

Vibraciones 2XFL

NOTA: Frecuencia paso de 𝑝𝑜𝑙𝑜𝑠 𝐹𝑝𝑝 = 𝐹𝑟𝑒𝑐𝑢𝑒𝑛𝑐𝑖𝑎 𝐷𝑒𝑠𝑙𝑖𝑧𝑎𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑥 𝑁º 𝑝𝑜𝑙𝑜𝑠.

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Figura 4.6. Espectro con RBPF y bandas laterales al 2XFL, síntomas de barras del rotor dañadas.

Holguras

Presenta las mismas frecuencias de vibración que el desalineamiento o el desequilibrio, pero cuando se intenta alinear o equilibrar la máquina se observa que los niveles de vibración no disminuyen. En holguras del cojinete respecto al eje el espectro de vibraciones exhibirá una componente a la frecuencia de rotación. Por otro lado, en las holguras del cojinete respecto al alojamiento, claramente se distinguen las cuatro primeras armónicas de la frecuencia de rotación, entonces es muy probable que el rodamiento esté suelto con respecto a su alojamiento.

Figura 4.7. Espectros con multitud de armónicos y bandas laterales a la velocidad de giro.

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Otra fuente considerable de generación de vibraciones consiste en la sujeción a bancada.

Para identificar el problema se observa la evolución de los niveles de vibraciones mientras se aflojan y se aprietan los pernos de anclaje de la máquina; si disminuye la vibración es el indicativo de que se está produciendo este fallo.

La presencia de este fenómeno puede generar niveles altos de vibración en la primera y segunda armónica de la frecuencia de rotación (1xrpm y 2xrpm).

La vibración que caracteriza a solturas de la máquina respecto a su base presenta amplitudes altas en la segunda armónica de la velocidad de rotación, aunque es posible encontrar niveles severos en armónicas superiores.

Figura 4.8. Espectro reflejando predominio del 1xRPM y 2xRPM.

Rodamientos

Los fallos en rodamientos y cojinetes se detectan en general en alta frecuencia, por lo que son fácilmente

detectables a frecuencias elevadas (20xrpm o más). Para su análisis es conveniente tener en cuenta un

número de elementos rodantes, el tipo (bolas, rodillos), etc. Como se explicó anteriormente, el rodamiento

se puede descomponer en cuatro partes, siendo éstas en las que se pueden detectar fallos como se

comprueba en la tabla 4.2.

Tabla 4.2 Fallos posibles relacionados con rodamientos.

Frecuencia de defecto

en la jaula 𝑭𝑻𝑭 =

𝟏

𝟐(𝟏 −

𝑩𝒅

𝑷𝒅𝒄𝒐𝒔𝜷) 𝒙𝑹𝑷𝑴

𝑭𝑻𝑭 = 𝟎, 𝟒𝑹𝑷𝑺


en la bola 𝐵𝑆𝐹 =𝑃𝑑

2𝐵𝑑(1 − (

𝐵𝑑

𝑃𝑑)

2

cos2 𝛽)𝑥𝑅𝑃𝑀 𝐵𝑆𝐹 = 1,75𝑅𝑃𝑆


en pista exterior 𝐵𝑃𝐹𝑂 =

𝑁𝑝

2(1 −

𝐵𝑑

𝑃𝑑𝑐𝑜𝑠𝛽) 𝑥𝑅𝑃𝑀

𝐵𝑃𝐹𝑂 = 0,4𝑁𝑏𝑅𝑃𝑆


en pista interior 𝐵𝑃𝐹𝐼 =

𝑁𝑏

2(1 +

𝐵𝑑

𝑃𝑑𝑐𝑜𝑠𝛽)𝑥𝑅𝑃𝑀

𝐵𝑃𝐹𝐼 = 0,6𝑁𝑏𝑅𝑃𝑆

En las Figuras 4.9. y 4.10. se muestran ejemplos de tonos de rodamientos en el espectro, mostrando defectos

en la pista interior y exterior del rodamiento respectivamente.

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Figura 4.9. Filtro PeakVue visualizando BPFI.

Figura 4.10. Espectro reflejando frecuencia BPFO dominante.

Características de las frecuencias de defecto en rodamientos:

Las frecuencias de defectos en rodamientos no son múltiplos enteros de la velocidad de giro. La suma de las frecuencias de defecto en pista exterior e interior es igual a la frecuencia de paso de bola. Normalmente la amplitud de la frecuencia de defecto en pista exterior es mayor que la de la frecuencia

de pista interior. Normalmente los defectos aparecerán primero en las pistas y posteriormente se propagarán a las bolas

o rodillos y a la jaula. Así, las frecuencias de pista interior y exterior aparecerán en primer lugar. A continuación, aparecerá la frecuencia de jaula, bien como fundamental o como banda lateral de otra frecuencia.

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Remolino de aceite

Tienen su origen en una mala lubricación, que hace que la capa de lubricante varíe en espesor en el cojinete

o rodamiento, dando lugar a una vibración que en general se sitúa por debajo de la frecuencia de giro de la

máquina, y que suele aparecer típicamente a 0,48xrpm.

En las Figuras 4.11 y 4.12 se puede observar la rampa de arranque de una turbina de vapor con claro indicios

de problemas hidráulicos relacionados con torbellinos de aceite. Así, este problema se ve amplificado por la

coincidencia con una frecuencia crítica provocando el incremento de amplitud en dicha frecuencia,

fenómeno conocido como latigazo de aceite. Una de las características de este tipo de problemas es la

condición de no linealidad de la frecuencia relativa al torbellino de aceite, es decir, a unas determinadas

revoluciones dicha frecuencia deja de ser proporcional a la subida de rpm.

Figura 4.11. Cascada de espectros visualizando modo de fallo latigazo de aceite.

Figura 4.12. Vista planta cascada de espectros en rampa de arranque.

Resonancia

Está relacionada con la velocidad crítica y la frecuencia natural de la máquina. Es un estado de

funcionamiento en el que una frecuencia de excitación se encuentra cerca de una frecuencia natural. A esa

frecuencia, las vibraciones se ven amplificadas de 10 a 30 veces. En general, los fabricantes de máquinas

rotativas garantizan que la velocidad crítica de sus rotores sea suficientemente diferente de la velocidad de

operación de éstos, por lo que es difícil encontrar un problema de velocidad crítica en una máquina

correctamente diseñada. Los problemas derivados de resonancia son considerados importantes, por lo que

se hace vital evitar este tipo de problemas. Por ello, se evita trabajar a las frecuencias naturales del sistema o

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bien se intenta modificar dicha frecuencia natural, cambiando la rigidez del sistema o la propia masa global

por la propia definición de frecuencia natural 𝑤𝑛 = √(𝐾

𝑀). En la Figura 4.13. se muestran distintas medidas

en un mismo activo en el que se muestra una amplificación de la frecuencia en la zona de 3 kHz debido a

situarse ante una frecuencia crítica. [4]

Figura 4.13. Comparativa espectros con levantamiento de base provocado por resonancia.

4.5 Instrumentación

La selección del tipo de sensor es un factor crítico muy importante en el análisis de vibraciones. Su precisión, correcta aplicación y apropiado montaje determinarán si los datos obtenidos son o no válidos. Hay tres tipos de transductores de vibración: sondas de desplazamiento, velocímetros y acelerómetros seleccionando cada una de ellas según unos requerimientos específicos.

Sensor de desplazamiento

Se diseñan para medir el movimiento absoluto de un eje de la máquina con respecto a la sonda. Por lo tanto, la sonda de desplazamiento deberá montarse rígidamente sobre una estructura firme con el fin de asegurar un dato seguro y repetible. La gama de frecuencias útiles para las sondas de desplazamientos es de 10 a 1 000 Hz. El dato de desplazamiento se registra, normalmente, en milímetros pico a pico.

Figura 4.14. Sonda de desplazamiento junto a transductor.

Velocímetros

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Son sensores electromecánicos proyectados para monitorizar o registrar vibraciones relativas. El dato de velocidad es expresado normalmente en mm/s y es, quizás, el mejor método para expresar la energía creada por la vibración de la máquina.

Los sensores de velocidad tienen una gama efectiva de frecuencias de 10 a 10 000 Hz. No deben ser usados para registrar frecuencias por debajo o por encima de esta gama. La mayor limitación es su sensibilidad a los daños mecánicos o térmicos.

Acelerómetros

Los acelerómetros pueden estar basados en diferentes tecnologías, piezoeléctricas, piezoresistivos o capacitivos. Los más utilizados son los piezoeléctricos, que convierten la energía mecánica del movimiento en señales eléctricas. Suelen venir expresados en términos de la aceleración de la gravedad (g-s).

Son susceptibles a averías térmicas, pero al ser el tiempo de utilización recomendado corto, el daño térmico es raro. El rango efectivo de usa general es de 1 a 10 000 Hz, aunque pueden encontrarse para frecuencias de hasta 1 MHz. En la Figura 4.15 se muestran varios acelerómetros de la marca CTC.

Figura 4.15. Velocímetro y acelerómetro respectivamente de CTC. [24]

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Capítulo 5. Estudio de caso real

Este capítulo aborda el diagnóstico mediante análisis de vibraciones de una turbina de vapor de alta presión como la mostrada en la figura 5.1. La misma forma parte de un conjunto cuyo esquema se muestra en la figura 5.2.

Figura 5.1. Turbina de alta presión

Figura 5.2. Distribución del conjunto de máquinas.

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5.1 Medida de vibraciones

Las turbinas de alta presión están monitorizadas de forma permanente con un sistema de medida Bently Nevada.

Los puntos de medida son los indicados en la figura 5.3. Se han colocado 5 sensores, cuatro en posición radial y uno axial.

Figura 5.3. Puntos de medida.

Los sensores empleados (ver figura 5.4) son velocímetros para las medidas radiales y sensores de desplazamiento para la medida axial. Las especificaciones técnicas de los mismos se indican en la tabla 5.1.

Figura 5.4. Sensor empleado en la medida

Tabla 5.1. Características de los sensores establecidos.

Sensor Sensibilidad (V/mm) Respuesta en frecuencia (Hz)

Transductor desplazamiento 7,87 0,5-5 000

Velocímetro 0,004 1,5-12 000

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Para las medidas objeto de análisis en este estudio, se utilizan los mismos puntos de medida del sistema de monitorización permanente y se conectan los diferentes canales de medida al colector de datos OROS de OneProd que se muestra en la figura 5.5.

Figura 5.5. Colector de datos OROS de OneProd.

La medición se realizará en las siguientes condiciones de operación de la máquina:

‒ Subida de rpm o rampa de arranque

‒ En régimen permanente cuando se haya alcanzado la máxima carga posible de la máquina, siendo en este caso 53 MW.


Como se mencionó antes, se analizan las condiciones de arrancada de la máquina y luego en régimen estable.

En la figura 5.6 se muestran las señales temporales correspondiente a la arrancada identificadas aquellas con los puntos de medida correspondientes a la turbina de vapor (figura 5.3). En la misma se identifican (V1, H1) como el lado libre de la turbina y (V2, H2, A2) como el lado acoplado.

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Figura 5.6. Señales de la rampa de arranque.

Una representación espectral de la arrancada se aprecia en la figura 5.7. Las señales se corresponden al punto de medida H2, correspondiente a la dirección horizontal del lado acoplado. En la última línea se aprecia la llegada a régimen permanente de funcionamiento ya que se aprecian las componentes de la frecuencia de giro de la turbina (149 Hz), la frecuencia de giro a 3 000 rpm (50 Hz) y el segundo armónico de ésta (100 Hz).

Durante la arrancada es de destacar la excitación de frecuencias propias alrededor de los 70 Hz y de los 120 Hz. Esto puede corroborarse en el diagrama de Campbell de la figura 5.8 que representa la vista en planta de la cascada de espectros de la figura 5.7. El comportamiento propio de las frecuencias características del sistema es una evolución lineal según se incremente las revoluciones por minuto de la máquina, observando que la componente de aproximadamente 70 Hz no cumple esta característica, manteniéndose constante en relación a su frecuencia independientemente del número de revoluciones alcanzado.

Figura 5.7. Rampa de arranque de la turbina de alta presión.

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Figura 5.8. Diagrama de Campbell de la rampa de arranque.

Analizando las señales de la máquina funcionando en régimen permanente de 53 MW (figura 5.9), se siguen manifestando las mismas componentes que ya se señalaron en la arrancada de la máquina. Se aprecia claramente una componente a 68,75 Hz y amplitud de 3 mm/s, la cual se considera elevada. Esta frecuencia está en la zona de subarmónicos y se corresponde con un valor de 0,46 x RPM.

Figura 5.9. Cascada de espectros en régimen permanente a 53 MW.

Para comprobar que lo que aparece alrededor de los 70 Hz es una frecuencia propia del sistema, se representa la señal en el diagrama de Bode como se muestra en la figura 5.10. Aquí se evidencia un cambio amplitud en

torno a 4 400 rpm (73 Hz) unido a una variación de fase cercana a 180, lo cual es indicativo que ahí existe una frecuencia propia. Estos 73 Hz están muy próximos a los 68,75 Hz que predominaba el espectro en régimen permanente.

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Figura 5.10. Diagrama de Bode de la turbina de alta presión.

Como se mencionó antes, la componente de 68,75 Hz se corresponde con un valor de 0,46 veces la frecuencia de giro, siendo esto síntoma de daño asociado a la película de aceite, específicamente el conocido como Oil Whirl (remolino de aceite). Además, al verse la amplitud de esta componente amplificada por la coincidencia con una frecuencia propia, pudiera tener lugar el fenómeno de Oil Whip (latigazo de aceite).

Estas inestabilidades pueden atribuirse fundamentalmente a problemas de diseño del cojinete o a condiciones de funcionamiento inadecuadas.

En este caso, para conocer la causa se debería estudiar el resto del conjunto para ver la incidencia que pudiera tener otros daños en el estado del cojinete. Se recomienda observar la evolución del daño.

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Capítulo 6. Conclusiones y trabajos futuros

Tras el estudio realizado mediante la elaboración del presente proyecto se llegan a una serie de conclusiones que se detallan a continuación.

Ha quedado demostrada la sensibilidad de la empresa en que se monitoricen las máquinas por la repercusión económica que tendría la ocurrencia de fallos en las máquinas.

Con el uso del mantenimiento predictivo es posible conocer el estado de la máquina en todo momento, previniendo grandes partes de los daños que puedan ocurrir. En la planta y máquinas objeto de estudio en este proyecto, durante el período analizado se detectó un fallo que podía provocar graves consecuencias en la máquina, pero una rápida actuación pudo paliar los daños evidenciados.

El empleo de otras técnicas predictivas ha sido útil como complemento al análisis de vibraciones, sirviendo como apoyo para corroborar el diagnóstico realizado por el mismo.

Por todo lo anterior, como trabajo futuro se plantea el seguir desarrollando el proyecto, ampliándolo a otras instalaciones y otros tipos de máquinas, así como ampliar la implementación de otras técnicas predictivas. Además, en la técnica de análisis de vibraciones, se podrá realizar otros estudios complementarios como el análisis de fase, orbitales o líneas centrales del eje.

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